پایان نامه کارشناسی ارشد: بررسی عددی احتراق و آلایندگی موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن












 


چکیده

با توجه به انبوه منابع گاز طبیعی در حوزه خلیج‌فارس و دریای خزر، همچنین ازآنجایی‌که گاز طبیعی یک سوخت کم آلاینده و کم‌هزینه است استفاده از خودروهای دوگانه‌سوز در ایران رو به فزونی است. با در نظر گرفتن اینکه تمام خودروها بر اساس سوخت پایه بنزین کار می‌کنند و سوخت گاز با چند کیت الکتریکی به خودرو اضافه‌شده است و در خودروهای جدید حتی باوجود سیستم کنترل الکترونیکی مخصوص گاز، هنوز هم مشکلات زیادی در خصوص استفاده از آن‌ها وجود دارد، در این پایان نامه به بررسی عددی هم‌زمان این دو سوخت در شرایط یکسان پرداخته‌شده است. ازجمله پارامترهایی که در احتراق تأثیر زیادی دارند نسبت تراکم، زمان جرقه و زمان باز و بسته شدن سوپاپ‌ها است. در بخشی از پایان‌نامه به بررسی این پارامترها پرداخته‌شده است. هدف از این بخش، بررسی و به دست آوردن نقطه کاری مناسب برای سوختی است که آلایندگی کمتر و کوبش نداشته باشد که با استفاده از نرم افزار کمکین به تحلیل و بررسی متغییر های ورودی پرداخته شده است.

نتایج به‌دست‌آمده برای موتور جرقه‌ای نشان داد که با افزایش نسبت تراکم استفاده از سوخت بنزین اگرچه توان بالایی ایجاد می‌کند اما به علت کوبش بالا قابل‌اعمال نیست اما برای گاز حتی با افزایش نسبت تراکم تا مقادیر بالا کوبشی مشاهده نشد و همچنین توان موتور نیز افزایش داشت. همچنین در بهترین شرایط کاری استفاده از سوخت گاز و بنزین اگرچه در حدود ۴% توان ایجادشده در هنگام استفاده از بنزین بیشتر است اما هزینه این سوخت ۴ برابر استفاده از سوخت گازی است. به‌طورکلی می‌توان گفت سوخت گاز در شرایط متفاوت قابل‌استفاده می‌باشد درصورتی‌که استفاده از سوخت بنزین در شرایط خاص امکان‌پذیر است.

برای خرید و دانلود فایل ورد و نرم افزاری کلیک کنید

در بخش دیگری از این پایان‌نامه پارامترهای مؤثر بر عملکرد موتور اشتعال تراکمی سوخت همگن موردبررسی قرارگرفته است این پارامترها شامل اثر دود برگشتی بخارآب و دما و فشار ورودی سیلندر بود نتایج برای موتور اشتعال تراکمی سوخت همگن نشان داد که با اضافه کردن تنها ۸ درصد بخارآب می‌توان به دمای ۲۰ در جه سلسیوس کمتر از حالت ۳۰ درصد دود برگشتی رسید و اگر در دمای یکسان از بخارآب استفاده شود توان بیشتری ایجاد می‌گردد و با توجه به اینکه بخارآب به صوت زیاد و بدون هزینه می‌تواند در خودرو وجود داشته باشد خیلی به‌صرفه‌تر از دود برگشتی است. همچنین در درست کردن یک سیستم برگشت دود برگشتی با توجه به اینکه حجم هوا در آن زیاد است، باید از لوله و سیستم انتقال بزرگی استفاده کرد. پارامتر دیگر دما است که نتایج به‌دست‌آمده نشان داد درصورتی‌که کم کردن بیش‌ازحد دمای ورودی احتراق با توجه به اینکه پارامتر مهمی در احتراق است، احتراق صورت نمی‌گیرد ولی اگه دمای احتراق تا حدودی زیاد که در بازه دمایی ۴۷۰ تا ۵۱۰ درجه کلوین قرار گیرید. احتراق در بهترین حالت صورت می‌گیرد اما در صورت افزایش بیش‌ازحد دمای ورودی احتراق قبل از نقطه مرگ بالا صورت می‌گیرد و این باعث می‌شود که احتراق نتواند به کوبش تبدیل شود ولی راندمان احتراق به‌شدت کاهش میابد. پارامتر موردبررسی دیگر فشار هوای ورودی بود. نتایج به‌دست‌آمده نشان داد که اگر هرچه فشار ورودی زیاد شود راندمان کاری موتور افزایش میابد. اما افزایش بیش‌از۲ /۱ بار باعث افزایش کوبش می‌شود. سپس با اعمال روش تاگوچی با طراحی ۲۵ آزمایش به دنبال بهترین شرایط عملکرد در این‌گونه موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن مشخص شد که در دمای ورودی ۴۶۰  درجه کلوین و فشار ,ورودی ۱/۱ بار و درصد بخار ۶ و در صورت بسته شدن سوپاپ گاز در زاویه ۱۴۰ قبل نقطه مرگ بالا این شرایط قابل حصول است.

کلمات کلیدی: موتورهای احتراق داخلی، موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن، آلاینده‌ای احتراقی، موتورهای دوگانه‌سوز، روش تاگوچی، افزایش راندمان موتور

فهرست مطالب

۱-فصل اول        1

۱-۱-مقدمه    2

۱-۱-۱-مدل‌سازی احتراق در موتور HCCI دوگانه‌سوز ۲

۱-۱-۲-موتورهای دوگانه‌سوز احتراق همگن.. ۶

۱-۲-تعریف مسئله  6

۱-۳-اهداف ۹

۱-۴-کاربردهایی که از انجام این تحقیق متصور است.. ۹

۱-۵-ساختار پایان نامه. ۹

۲-فصل دوم        10

۲-۱-توسعه فرآیند احتراق در موتورهای دوگانه‌سوز: ۱۱

۲-۲-شبیه‌سازی احتراق موتورهای دوگانه‌سوز ۱۸

۲-۳-مدل‌سازی موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن (HCCI) 20

۲-۴-موتورهای HCCI 20

۲-۵-نوع اوری.. ۲۵

۳-فصل سوم    27

۳-۱-مقدمه                                                                                                                                                                                                                                                28

۳-۲-شبيه سازي جريا نهاي واكنشي.. ۲۸

۳-۲-۱-نقش عدد دامكهلر در شبيه سازي جريان هاي واكنشي.. ۲۸

۳-۲-۲-شبيه سازي واكنش هاي شيميايي.. ۲۹

۳-۲-۳-روش آرنيوس… ۲۹

۳-۲-۴-مدل سازي جريان هاي واكنشي پيش آميخته. ۴۳

۳-۲-۵-حالت هاي جبهه شعله در يك احتراق پيش آميخته. ۴۳

۳-۳-مدلسازي اكسيدهاي نيتروژن. ۴۷

۳-۳-۱-اكسيد نيتروژن حرارتي.. ۴۸

۳-۳-۲-اكسيد نيتروژن فوري.. ۴۹

۳-۳-۳-اكسيد نيتروژن سوخت.. ۵۰

۳-۳-۴-كاهش ميزان  به دليل سوختن مجدد. ۵۰

۳-۳-۵-اعمال اثر توربولانس بر ميزان توليد آلاينده ۵۱

۳-۴-تحليل عددي انتقال حرارت به طريق تشعشع. ۵۲

۳-۴-۱-مفهوم شدت تابش… ۵۳

۳-۴-۲-تغييرات شدت تابش به هنگام عبور از يك محيط مادي.. ۵۴

۳-۴-۳-تاثير جذب و پراكنش… ۵۴

۳-۴-۴-فرض گاز خاكستري.. ۵۸

۳-۴-۵-مدل سازي تشعشع. ۶۱

۳-۴-۶-ضخامت نوري  و مدل هاي انتقال حرارت تشعشعي.. ۶۳

۳-۵-فرض‌ها برای مدل‌ها: ۶۷

۳-۶-مقدمه مدل احتراق موتور اشتعال جرقه‌ای.. ۶۸

۳-۶-۱-محاسبه سیکل.. ۷۰

۳-۷-پارامترهای عملکرد موتور ۷۱

۳-۸-جمع بندی            72

۴-فصل چهارم  74

۴-۱-مقدمه                                                                                                                          75

۴-۲-بخش اول بررسی موتورهای احتراق داخلی جرقه‌ای.. ۷۵

۴-۲-۱-تعریف مسئله. ۷۵

۴-۲-۲-اعتبار سنجی موتور جرقه‌ای.. ۷۷

۴-۲-۳-نتایج و بحث.. ۷۸

۴-۳-بخش دوم بررسی موتورهای احتراق داخلی اشتعال تراکمی سوخت همگن.. ۹۱

۴-۳-۱-اعتبار سنجی موتور اشتعال تراکمی سوخت همگن.. ۹۱

۴-۴-بررسی اثر بخارآب بر احتراق    95

۴-۴-۱–تأثیر مقدار دود برگشتی بر احتراق. ۹۷

۴-۵-بررسی میزان فشار پر کردن سیلندر بر احتراق. ۹۹

۴-۶-بررسی میزان دمای ورودی بر احتراق. ۱۰۱

۴-۷-نتیجه‌گیری.. ۱۰۳

۴-۷-۱-روش تاگوچی.. ۱۰۳

۵-فصل پنجم نتیجه‌گیری و پیشنهادها…………………………………………………………………………………………………………………………….. …………………………………………………………………………………………….. ۱۰۸

۵-۱-نتیجه‌گیری.. ۱۰۹

۵-۲-پیشنهادها ۱۱۰

۵-۳-مقدمه‌ای به کد کمکین.. ۱۱۶

۵-۳-۱-معادلات حاکم ترمودینامیکی.. ۱۲۰

فهرست اشکال

شکل ‏۱‑۱٫موتورهای سوخت همگن اشتعال تراکمی]۱[ ۳

شکل ‏۱‑۲٫ نحوه طراحی موتورهای احتراق داخلی[۲] ۵

شکل ‏۱‑۳٫ شماتیک سیستم عملکرد موتورهای احتراق داخلی الف) دوگانه‌سوز جرقه‌ای ب) اشتعال تراکمی سوخت همگن   7

شکل ‏۲‑۱٫ شماتیک مسئله داویس و ایلیوت [۴] ۱۲

شکل ‏۲‑۲٫ شماتیک مسئله کریم و همکاران [۷] ۱۳

شکل ‏۲‑۳٫ شماتیک مسئله عبدالله و همکاران] ۹ [ ۱۵

شکل ‏۲‑۴٫ مدل مسئله سلیم]۱۰[ ۱۶

شکل ‏۲‑۵٫ شماتیک مسئله روما و همکاران. ۱۷

شکل ‏۲‑۶٫  شماتیک مسئله ریتز و همکاران. ۱۹

شکل ‏۲‑۷٫  شماتیک باهلولی و همکاران. ۲۲

شکل ‏۲‑۸٫ شماتیک مسئله بحری و همکاران. ۲۴

شکل ‏۳‑۱٫ تغییرات تابع احتمال در شعله های مختلف و در نواحی متفاوت.. ۳۴

شکل ‏۳‑۲٫ توصيف گرافيكي تابع احتمال جرم مخصوص… ۳۷

شکل ‏۳‑۳٫  نمونه يك تابع دلتاي مضاعف.. ۳۹

شکل ‏۳‑۴٫ شمايي از مفهوم Laminar flamelet و اثر مقياس ادي هاي آشفتگي بر لايه هاي شعله. ۴۲

شکل ‏۳‑۵٫ رژيم احتراق در شعله هاي پيش آميخته در شرايط مختلف جريان. ۴۳

شکل ‏۳‑۶٫ تغييرات شرايط يك شعله پيش آميخته با تغييرات عدد كارلويچ. ۴۴

شکل ‏۳‑۷٫  مكانيزم هاي مختلف تشكيل اكسيد نيتروژن. ۵۲

شکل ‏۳‑۸٫  ضريب گسيل بخار آب و دي اكسيد كربن در طول موجهاي مختلف براي دماي ۱۸۰۰ كلوين.. ۵۷

شکل ‏۳‑۹٫   مقايسه ضريب گسيل دوده در طول موج هاي مختلف با جسم سياه ۵۷

شکل ‏۳‑۱۰٫   ضريب گسيل دي اكسيد كربن و بخار آب در دماهاي مختلف.. ۵۹

شکل ‏۳‑۱۱٫   ضرايب تصحيح اثر فشار در ضريب گسيل.. ۶۰

شکل ‏۳‑۱۲٫  ضريب تصحيح اثر همپوشاني بخار آب و دي اكسيد كربن.. ۶۱

شکل ‏۳‑۱۳٫  شرايط هندسي مدل DTRM.. 65

شکل ‏۳‑۱۴٫  شماتیک نمای جلو شعله. ۶۹

شکل ‏۴‑۱٫ طرح شماتیک از مسئله موردبررسی.. ۷۶

شکل ‏۴‑۲٫ مقایسه NOx در نسبت‌های هم‌ارزی‌های مختلف.. ۷۷

شکل ‏۴‑۳٫ مقایسه نقطه ایجاد کوبش و منحنی تغییرات فشار برحسب در جه میل‌لنگ… ۷۸

شکل ‏۴‑۴٫ منحنی تغییرات فشار برحسب درجه میل‌لنگ در نسبت‌های تراکم مختلف برای سوخت بنزین.. ۸۰

شکل ‏۴‑۵٫ نمودار تشکیل رادیکال‌های OH برحسب درجه میل‌لنگ در نسبت‌های تراکم مختلف برای سوخت بنزین.. ۸۰

شکل ‏۴‑۶٫ منحنی تغییرات فشار برحسب درجه میل‌لنگ در نسبت‌های تراکم مختلف برای گاز طبیعی.. ۸۱

شکل ‏۴‑۷٫ نمودار تشکیل رادیکال‌های OH برحسب درجه میل‌لنگ در نسبت‌های تراکم مختلف برای گاز طبیعی.. ۸۲

شکل ‏۴‑۸٫ منحنی تغییرات فشار برحسب درجه میل‌لنگ در زمان‌های جرقه مختلف برای سوخت بنزین.. ۸۳

شکل ‏۴‑۹٫ تشکیل رادیکال‌های OH برحسب درجه میل‌لنگ در زمان‌های جرقه مختلف برای سوخت بنزین.. ۸۴

شکل ‏۴‑۱۰٫ منحنی تغییرات فشار برحسب درجه میل‌لنگ در زمان‌های جرقه مختلف برای گاز طبیعی.. ۸۵

شکل ‏۴‑۱۱٫ تشکیل رادیکال‌های OH برحسب درجه میل‌لنگ در زمان‌های جرقه مختلف برای گاز طبیعی.. ۸۶

شکل ‏۴‑۱۲٫ منحنی تغییرات فشار برحسب درجه میل‌لنگ در زمان‌های مختلف بسته شدن سوپاپ گاز برای سوخت بنزین   87

شکل ‏۴‑۱۳٫ منحنی تغییرات رادیکال OH برحسب درجه میل‌لنگ در زمان‌های مختلف بسته شدن سوپاپ گاز برای سوخت بنزین   87

شکل ‏۴‑۱۴٫ منحنی تغییرات فشار برحسب درجه میل‌لنگ در زمان‌های مختلف بسته شدن سوپاپ گاز برای سوخت گاز طبیعی   89

شکل ‏۴‑۱۵٫ مقایسه نمودار تغییرات فشار نسبت به درجه میل‌لنگ کار حاضر ]۳۹[ ۹۳

شکل ‏۴‑۱۶٫مقایسه نمودار تغییرات دما نسبت به درجه میل‌لنگ باکار]۳۹[ ۹۴

شکل ‏۴‑۱۷٫ نمودار اثر بخارآب بر فشار احتراق. ۹۶

شکل ‏۴‑۱۸٫ نمودار اثر دود برگشتی بر فشار احتراق. ۹۸

شکل ‏۴‑۱۹٫ تغییرات میزان فشار برحسب فشار ورودی سیلندر برای فشارهای اولیه مختلف.. ۱۰۰

شکل ‏۴‑۲۰٫ تغییرات فشار برحسب دمای هوای ورودی سیلندر ۱۰۲

شکل ‏۴‑۲۱٫  نتایج تاگوچی برای تأثیر دما ۱۰۶

شکل ‏۴‑۲۲٫  نتایج تاگوچی برای تأثیر فشار ۱۰۶

فهرست جداول

جدول ‏۳‑۱٫ تقسیم بندی مدل های واکنشی بر مبنای رژیم احتراق و سرعت واکنش… ۲۹

جدول ‏۴‑۱٫ مشخصات موتور استفاده‌شده ۷۶

جدول ‏۴‑۲٫ مقادیر خلاصه در نسبت‌های تراکم مختلف برای سوخت بنزین.. ۷۹

جدول ‏۴‑۳٫ مقادیر خلاصه در نسبت‌های تراکم مختلف برای گاز طبیعی.. ۸۲

جدول ‏۴‑۴ مقادیر خلاصه در زوایای میل‌لنگ در زمان‌های جرقه مختلف برای سوخت بنزین با نسبت تراکم ۱۲۸۴

جدول ‏۴‑۵٫ مقادیر خلاصه نتایج در زمان‌های جرقه مختلف برای گاز طبیعی در نسبت تراکم ۱۲٫ ۸۵

جدول ‏۴‑۶٫ مقادیر خلاصه لنگ در زمان‌های مختلف بسته شدن سوپاپ گاز برای سوخت بنزین با نسبت تراکم ۱۲٫ ۸۸

جدول ‏۴‑۷٫ مقادیر خلاصه نتایج در زمان‌های مختلف بسته شدن سوپاپ گاز برای سوخت گاز طبیعی.. ۹۰

جدول ‏۴‑۸٫ مقایسه مشخصات بهترین عملکرد موتور با دو سوخت متفاوت.. ۹۰

جدول ‏۴‑۹٫ شرایط موتور موردبررسی ]۳۹[ ۹۲

جدول ‏۴‑۱۰٫  زمان شروع احتراق، مدت‌زمان احتراق و فشار متوسط اندیکاتوری کار حاضر. ۹۴

جدول ‏۴‑۱۱٫ مشخصات موتور موردبررسی در موتور اشتعال تراکمی سوخت همگن.. ۹۵

جدول ‏۴‑۱۲٫  مقادیر خلاصه نتایج اثر اضافه کردن بخارآب بر احتراق. ۹۷

جدول ‏۴‑۱۳٫ مقادیر آلایندگی برای درصدهای بخارآب مختلف.. ۹۷

جدول ‏۴‑۱۴٫  مقادیر خلاصه اثر اضافه کردن بخارآب بر احتراق. ۹۹

جدول ‏۴‑۱۵٫ مقادیر آلایندگی برای درصدهای دود برگشتی مختلف.. ۹۹

جدول ‏۴‑۱۶٫ مقادیر خلاصه اثر اضافه کردن فشار پر کردن سیلندر بر احتراق. ۱۰۰

جدول ‏۴‑۱۷٫ مقادیر خلاصه مشخصات احتراق با بررسی میزان دمای هوای ورودی به سیلندر ۱۰۲

جدول ‏۴‑۱۸٫ پارامترهای تأثیرگذار تاگوچی.. ۱۰۳

جدول ‏۴‑۱۹٫ آزمایش‌های پیشنهادی تاگوچی.. ۱۰۴

فهرست علائم

مساحت شعله ()
قطر داخلی سیلندر ()
Hارتفاع دیواره سیلندر در تماس با گاز ()
فشار مؤثر متوسط (bar)
طول کورس پیستون ()
جرم ()
Nسرعت موتور ()
Nتعداد درو برای یک احتراق
Pفشار گاز (bar)
شعاع سیلندر ()
شعاع شمع از مرکز سیلندر ()
شعاع شعله ()
نسبت تراکم
مصرف سوخت ویژه
Tدما (k)
حجم محفظه احتراق ()
حجم شعله ()
موقعیت ذره i-ام
علامت یونانی
چگالی 
درصد حجمی پر شدن سیلندر
نسبت هم ارزی
زاویه میل‌لنگ
زیرنویس 
حالت مرجع
شرط اولیه یا ورودی
گازهای سوخته شده
شاتون
گاز
اگزوز
جرقه
کل
سوخته نشده
دیوار

۱-        فصل اول

مقدمه

۱-۱-     مقدمه

۱-۲-    مدل‌سازی احتراق در موتور [۱]HCCI دوگانه‌سوز

موتورهای سوخت همگن اشتعال تراکمی که بدون جرقه‌زنی کار می‌کنند ترکیبی از موتور جرقه زن (SI[2]) و موتور بدون جرقه (CI[3]) می‌باشند. اشتعال در موتورهای HCCI(موتورهای احتراقی سوخت همگن) مانند همان موتورهای معمول SI و CI می‌باشند. در موتورهای احتراق جرقه‌ای، سوخت و هوا قبل از احتراق باهم مخلوط شده وارد محفظه احتراق می‌شود و احتراق با ایجاد جرقه صورت می‌گیرد. موتورهای احتراق همگن HCCI از شمع جرقه زن برای ایجاد احتراق استفاده نمی‌کنند و مخلوط سوخت و هوا با تراکم و افزایش دما، که تأمین انرژِی اولیه احتراق را بر عهده دارد. قبل از رسیدن پیستون به نقطه مرگ بالا با عمل خود اشتعالی در سیلندر محترق می‌شوند. سوخت مخلوط شده در چند ناحیه مختلف جرقه میزند که باعث کاهش انتقال حرارت در منطقه جرقه‌زنی می‌گردد و حرارت پایین باعث کاهش گاز NOx و دیگر آلاینده‌ها می‌گردد.

طراحی محفظه‌های احتراق موتورهای احتراق داخلی (I.C.E[4]) ازنظرهای اقتصادی و مصرف سوخت و محیطی اهمیت دارد. استفاده از سوخت گاز طبیعی یکی از مزیت‌های این موتورهای احتراق داخلی به علت کمبود سوخت‌های فسیلی مایع  بنزین و گازوییلی  می‌باشد همچنین استفاده از سوخت گاز طبیعی در مقایسه با سوخت‌های فسیلی مایع تولید NOx و کربن منو کسید کمتری می‌کند. موتورهای دیزل به علت کاربرد وسیعی که دارند نمی‌توان از استفاده آن‌ها در آینده‌ای نزدیک صرف‌نظر کرد. آلاینده‌های موتور دیزل مانند NOx و دوده برای محیط و سلامتی انسان خطر کوبش می‌باشد. سوخت‌های جایگزین مانند اتانول، بیودیزل و گاز طبیعی را می‌توان به‌جای سوخت دیزل استفاده کرد. در شکل ۱-۱ شماتیک انواع دستگاه‌های احتراقی نشان داده‌شده است.

اتاق احتراق
شکل ‏۱‑۱٫موتورهای سوخت همگن اشتعال تراکمی]۱[

موتورهای HCCI در گروه سوم از موتورهای درون‌سوز قرار می‌گیرد. جدول ۱-۱ انواع مختلف سوخت‌های استفاده‌شده در موتورهای احتراق داخلی را نشان می‌دهد.

جدول ۱-۱ طبقه‌بندی موتورهای احتراق داخلی[۱] انواع سیستم احتراقی HCCI CI SI کاربرد خودروهای دوگانه‌سوز هیبریدی و نیروگاه‌ها تولید برق و خودروهای سبک و سنگین وسایل نقلیه سبک و تولید برق نوع سوخت بنزین، گازوئیل، پروپان هیدروژن، متان، اتانول، دی متیل اتر، دو سوخت هم‌زمان و دوگانه‌سوز گازوئیل، سوخت زیستی با پاشش انژکتوری، دی متیل اتر گازوئیل، گاز طبیعی، متان، اتان نقطه شروع احتراق چند نقطه تک نقطه تک نقطه نوع سوختن نسبت هم ارزی‌های پایین نسبت هم ارزی‌های پایین استوکیومتری نوع آماده‌سازی مخلوط احتراق کاربراتوری و تمام انژکتوری انژکتوری کاربراتوری و انژکتوری آلایندگی‌های احتراق low CO low NOx low soot low HC High CO High NOx High soot High CO High NOx بازه بار در تمام بازه‌ها در بازه‌های متوسط به بالا در بازه‌های متوسط به بالا

مزیت‌های احتراق گاز طبیعی در این موتورها عبارت است از:

·         کامل‌تر سوختن مخلوط احتراقی و کاهش آلایندگی‌هایی مانند کربن مونوکسید. درصد کاهش گازهای گلخانه‌ای تا ۲۰%[۲]

·         تبدیل هر خودرویی به خودروی گازسوز به‌راحتی قابل‌اجراست و می‌تواند به کشورهایی که در آن گاز طبیعی یافت می‌شود، کمک کند و نیاز آن‌ها را به واردات محصولات نفتی کم کند.

·         ازلحاظ قیمت بر ماژول، قیمت نهایی بنزین چهار برابر بیشتر قیمت سوخت گاز طبیعی می‌باشد.[۲]

·         با مخلوط کردن سوخت دیزل و گاز طبیعی میزان انتشار گوگرد کمتر می‌شود.[۲]

شکل ۱-۲ مدل‌سازی احتراق و تولید گازهای گلخانه‌ای در طراحی و توسعه موتور احتراق داخلی را نشان می‌دهد.

 شکل ‏۱‑۲٫ نحوه طراحی موتورهای احتراق داخلی[۲]

۱-۲-۱-  موتورهای دوگانه‌سوز احتراق همگن

      مانند دیگر روش‌های احتراق، روش خوداشتعالی از مزیت‌های زیادی برخوردار است که در پژوهشگران این انگیزه را ایجاد می‌کند که در مورد این روش نسبتاً جدید تحقیق کنند. موتورهای دوگانه‌سوز احتراق همگن انعطاف‌پذیری بیشتری برای استفاده از سوخت‌های مختلف داشته و همچنین دربارهای کم و متوسط، نسبت به موتورهای دیزل و بنزینی و موتورهای عادی احتراق همگن تولید آلاینده کمتری می‌کنند. همچنین گاز NOX به‌این‌علت که در دمای پایین‌تری احتراق صورت می‌گیرد کمتر خواهد بود. در یک موتور HCCI با پیش اختلاط بیشتر از یک مقدار خاص، می‌تواند به کاهش آلاینده NOX کمک کند. با افزایش میزان گاز طبیعی عمل احتراق سریع‌تر رخ‌داده و عمل اکسیداسیون کامل‌تر انجام می‌گردد. نتایج نشان می‌دهد که آلاینده‌های HC,CO کاهش قابل‌ملاحظه‌ای داشتند. یافته‌ها نشان می‌دهد که مخلوط گاز طبیعی و گازوئیل باعث افزایش قدرت موتور نیز می‌گردند و هدف آن است که تأثیر دمای ورودی در بهبود احتراق را نشان دهند

۱-۳-    تعریف مسئله

در کار حاضر به بررسی دو نوع احتراق در موتورهای احتراق داخلی پرداخته‌شده است ۱٫ موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن بدون جرقه ۲٫ موتورهای دوگانه‌سوز احتراق جرقه‌ای که در نوع اول به بررسی اثر دود برگشتی، خنک کاری، افزایش فشار پر کردن سیلندر، اضافه کردن بخارآب، نسبت تراکم، حجم سیلندر و زمان شروع مرحله تراکم در موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن که در شکل ۱-۳ مشخص‌شده پرداخته شده است وظیفه اینترکولر[۵] سردسازی هوا و پرخوران موتور است. مخلوط کن وظیفه مخلوط کردن دود برگشتی و بخارآب با هوا را دارا است. [۶]ATDC به زمانی که دو سوپاپ بسته و درواقع زمان تراکم شروع می‌شود اشاره دارد.

در نوع دوم دو سوخت بنزین و گاز طبعی به‌طور جداگانه برای یافتن شرایط کاری بهینه در یک موتور دوگانه‌سوز با یکدیگر مقایسه شده‌اند. اثر زمان شروع جرقه، زمان بسته شدن، سوپاپ گاز و نسبت تراکم بر روی میزان آلاینده‌ها و کوبش ایجادشده ناشی از هریک از سوخت‌ها بررسی‌شده است.

 
 
javad

شکل ‏۱‑۳٫ شماتیک سیستم عملکرد موتورهای احتراق داخلی الف) دوگانه‌سوز جرقه‌ای ب) اشتعال تراکمی سوخت همگن

در طراحی سیستم احتراقی مشاهده‌شده در شکل (۱-۳) که برای بهینه‌سازی پارامترها، در نظر گرفته‌شده است. باید موارد مهمی را مدنظر قرارداد. بررسی پدیده کوبش در موتورهای احتراق داخلی و طراحی متغیرها در محفظه احتراق بخش مهمی از این کار را در برمی‌گیرد. اگر رادیکال OH در فاصله زمانی بین شروع اولیه جرقه‌زنی تا انتهای احتراق افزایش یابد احتمال رخ دادن پدیده کوبش افزایش می‌یابد.

در کار حاضر، احتمال وقوع پدیده کوبش در برابر تأثیر نسبت هم‌ ارزی در ارتباط CO2,H2O و منطقه اشتعال و شعله، شعاع شعله همچنین تقابل درجه حرارت، فشار و اتلافات حرارتی به دست خواهد آمد. برای شبیه‌سازی فرآیند احتراق در موتورهای احتراق داخلی از نرم‌افزار کمکین استفاده‌شده است. در این شبیه‌سازی نیازی نیست تا توابع برای نرخ انرژی حرارتی به‌صورت تجربی استخراج گردند. در این مدل از انرژی سوخت و نرخ انتشار شعله برای محاسبات اتلاف انرژی استفاده می‌گردد. برای انجام این محاسبه نیاز به یک نسبت مناسب برای محاسبه سرعت شعله می‌باشد. علاوه بر این، اثرات محفظه احتراق مانند محل قرارگیری شمع جرقه، حجم احتراق و از سوی دیگر ابعادی مانند حجم جابجایی، اندازه قطر سیلندر و کورس شامل این مدل‌سازی می‌شود. این مدل‌سازی قرار دادن سیلندر و کورس و طول شاتون و محل قرارگیری شمع، نرخ دور موتور و درجه حرارت سیلندر و خواصی از سوخت مانند درجه اکتان را برای کاربر تسهیل می‌نماید سپس این برنامه به بررسی پارامترهای مختلف بر عملکرد احتراق و گازهای خروجی می‌پردازد.

یکی از دقیق‌ترین روش‌ها برای احتراق سوخت، روش سینتیک شیمیایی می‌باشد که در این روش از حل یکسری معادلات دیفرانسیلی می‌توان غلظت گونه‌های شیمیایی و اتلاف حرارت از منبع انرژی و دمای مخلوط سوخت بعد از یک‌زمان خاص را به دست آورد. همچنین با استفاده از این روش می‌توان زمان شروع احتراق را تخمین زد؛ بنابراین استفاده از این معادلات می‌تواند یک‌راه مؤثر برای پیش‌بینی زمان خود اشتعالی باشد. معادلات سینتیک بر اساس مکانیزم احتراق با یک سری واکنش‌های اولیه است. افزایش این معادلات باعث دقیق‌تر شدن مدل‌سازی احتراق می‌شود. ضرایب این معادلات از طریق تجربی به‌دست‌آمده است. در سال‌های اخیر افزایش در ظرفیت آزمایشگاه‌ها و توسعه کامپیوترها با توانایی بالا امکان حل معادلات پیچیده به روش سینتیک شیمیایی و درنتیجه پیش‌بینی احتراق را ایجاد کرده است.

۱-۴-    اهداف

برای جزییات بیشتر فایل را از لینک ها تعریف شده خریداری کنید

۱-۵-    کاربردهایی که از انجام این تحقیق متصور است

نتایج این کار می‌تواند در توسعه موتور اشتعال تراکمی سوخت همگن دوگانه‌سوز HCCI کمک کند.

شرکت های خودرو سازی

۱-۶-    ساختار پایان نامه

این پایان نامه از ۵ فصل تشکیل شده است که در فصل اول مفاهیم اولیه و مقدمه ای بر موضوع بیان شده است، فصل دوم مروری برپژوهش های گذشته، فصل سوم تعریف مسئله و معادلات حاکم، فصل چهارم نتایج و فصل پنجم نتیجه گیری و پیشنهادات

۲-       فصل دوم

مروری بر پژوهش‌های گذشته

۲-۱-    مقدمه

در این بخش از پایان‌نامه، تحقیقات و آثار دیگر پژوهش گران بر احتراق و موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن مورد بررسی قرارگرفته است

اصول تجربی موتورهای HCCI  به کار نیکولای و همکاران ] ۳[ در سال ۱۹۳۰ برمی‌گردد او کار خود را برای شفاف‌سازی نظریه احتراق در این نوع موتورها و کنترل احتراق با استفاده از نتایج سینتیک شیمیایی موردبررسی قرارداد. پژوهش در احتراق سوخت گازی به سال ۱۹۴۰ برمی‌گردد و اولین موتور دوگانه‌سوز در آمریکا در سال ۱۹۴۳ ساخته شد اکثر تحقیقات درزمینه تزریق مقدماتی و موتورهای دوگانه‌سوز که در دو دهه گذشته انجام شد است در این فصل به دو بخش تقسیم‌شده و مرور می‌شود. اول موتورهای دوگانه‌سوز جرقه‌ای و دیزل و دوم موتور مدل HCCI.

۲-۲-   توسعه فرآیند احتراق در موتورهای دوگانه‌سوز:

داویس[۷] و ایلیوت[۸] ] ۴ [در سال ۱۹۵۱ به بررسی موتورهای سوخت دوگانه‌سوز بازده پایین پرداختند که به دلیل انتشار ضعیف شعله در یک مخلوط کم ارز هوا و گاز صورت می‌گرفت. آن‌ها به این نتیجه رسیدند که بخشی از سوخت گاز محفظه احتراق بدون شرکت در احتراق، به‌عنوان دوده بیرون می‌رود. در شکل ۲-۱ شمایتک مدل نشان داده شده است.

شکل ‏۲‑۱٫ شماتیک مسئله داویس و ایلیوت [۴]

مور و میتثل[۹] ] ۵ [در سال ۱۹۵۵ به آزمایش بر روی عملکرد موتورهای دوگانه‌سوز در حالت نیمه بار پرداختند آن‌ها به این نتیجه رسیدند که با افزایش میزان سوخت و پاشش سوخت، می‌توان یک‌راه حل برای بهبود احتراق پیشنهاد کرد. و انها برای دست یابی به یک احتراق کامل در مناطقی که سوخت فقیر تری دارند پیشنهاد دادن که از سوخت پاش چند مرحله ای استفاده کنند و همچنین در طول احتراق سوخت تزریق شود تا یک احتراق کامل داشته باشیم و همواره فشار احتراق در طول  کورس ثابت بماند

کریم[۱۰] ] ۶ [در سال ۱۹۶۴ سعی به‌پیش بینی خروجی موتور و کوبش در یک موتور تزریق مقدماتی نمود. او فرض کرد که کوبش مربوط به خود اشتعالی خود گاز تزریق‌شده به محفظه احتراق است. نتایج به‌دست‌آمده او یک ارتباط ساده بین دمای ورودی و خروجی برای یک موتور که در آن کوبش رخ‌داده است به دست آورد. و همچنین انها توانستن نشان دهند که یک رابطه معنا داری بین دما فشار احتراق بر کوبش وجود دارد که با کنترل فشار میتوان کوبش و دما را کنترل کرد

کریم و همکاران] ۷ [در سال ۱۹۶۶ نشان دادند که فرآیند کوبش در موتورهای تزریق مقدماتی اساساً به دلیل خود اشتعالی مخلوط گاز و هوا است که وابسته به زمان و مکان انژکتور است. که شماتیک مسئله در شکل ۲-۲ نشان داده شده است.

شکل ‏۲‑۲٫ شماتیک مسئله کریم و همکاران [۷]

ازوز[۱۱] ] ۸ [در سال ۱۹۶۶ به بررسی تجربی شروع کوبش در طیف گسترده‌ای از شرایط عملکرد دمای ورودی و مقدار پاشش سوخت، زمان تزریق و فشار سوخت تزریق‌شده پرداخت. او نتیجه گرفت که شروع ضربه احتراق بسیار وابسته به تغییر دمای ورودی است اما افزایش سوخت دیزل برای تزریق اثر زیادی بر پدیده کوبش ندارد. او همچنین گازهای خروجی اگزوز را در طیف گسترده‌ای زمان تزریق برای اشتعال سوخت در مقابل دمای ورودی و فشار تزریق تجزیه‌وتحلیل کرد. او به این نتیجه رسید بیشتر گاز co و متان سوخته نشده در نرخ هم ارزی سوخت از ۴/۰ تا ۵/۰ رخ می‌دهد. افزایش یا کاهش نرخ هم ارزی باعث کاهش co و گاز متان نسوخته در گاز خروجی می‌شود.

عبدالله[۱۲] و همکاران] ۹ [در سال ۲۰۰۰ به تحقیق در مورد اثرات مقدار اشتعال سوخت بر عملکرد موتورهای دوگانه‌سوز پرداختند نتایج آن‌ها نشان داد که افزایش اشتعال سوخت دیزل به بهبود عملکرد موتور دوگانه‌سوز در تمام بارها کمک می‌کند که در شکل ۲-۳ شماتیک مسئله نشان داده شده است.

شکل ‏۲‑۳٫ شماتیک مسئله عبدالله و همکاران] ۹ [

سلیم[۱۳] ]۱۰ [در سال ۲۰۰۳ به بررسی تأثیر EGR سرد بر عملکرد و صدای خروجی از موتورهای دوگانه‌سوز پرداخت. انها با طراحی یک ستاب به بررسی این تاثیرات پرداختن انها ابتدا در دو حالت موتور را مورد بررسی قرار دادن اول حالتی که موتور بدون دود برگشتی بود و حالت دوم با در نظر گرفتن دود برگشتی مورد بررسی قرار دادن و  نتایج او نشان می‌داد که افزایش درصد EGR سروصدای خروجی را کاهش می‌دهد که در شکل ۲-۴ مدل مورد استفاده نشان داده شده است.

شکل ‏۲‑۴٫ مدل مسئله سلیم]۱۰[

کاسماداکیس[۱۴] و همکاران ]۱۱[در سال ۲۰۱۶ یک موتور اشتعال جرقه‌ای با سوخت متان/هیدروژن به مطالعه انتشار NO، C و HC با یک کد تحقیقات CFD پرداختند. آن‌ها با نسبت ۳۰ درصد هیدروژن و ۷۰ درصد متان و نسبت‌های هم ارزی متفاوت دریافتند با افزایش نسبت هم ارزی ناکس کمتر می‌شود. و همچنین انها در  یافتن که در نسبت هم ارزی های پایین دمای احتراق کاهش یافته و در پی این توان موتور بشدت تابع از این نسبت هم ارزی است و در واقع توان خروجی موتور کم شده است. و این نکته قابل توجه است که داشتن هیدوژن به تنهای اگر چه قدرت بسیاری دارد ولی بسیار نگهداری ان خطر ناک و سخت است

ورما[۱۵] و همکاران ]۱۲[در سال ۲۰۱۶ به بررسی ترکیب یک سوخت با مخلوطی از بنزین با گازوئیل و نفت سفید پرداختند. موتور موردبررسی در کار آن‌ها یک موتور احتراق تراکمی با یک جرقه اولیه بود. این ترکیب موجب کاهش ناکس و افزایش راندمان نسبت به موتورهای اشتعال جرقه‌ای شد. آن‌ها دریافتند که با افزایش درصد بنزین در سوخت فشار احتراق و میزان آلایندگی افزایش می‌یابد. که در شکل ۲-۵ شماتیک مسئله نشان داده شده است.

شکل ‏۲‑۵٫ شماتیک مسئله روما و همکاران

پورپدام[۱۶] و همکاران ]۱۳[در سال ۲۰۰۸ بررسی اثر غلظت متان موجود در بیو گاز که به‌عنوان سوخت برای موتور اشتعال جرقه به‌کاررفته بود را موردبررسی قراردادند. آن‌ها دریافتند با افزایش درصد متان در سوخت فشار احتراق و راندمان موتور افزایش می‌یابد. همچنین دریافتند با افزایش متان، ناکس و هیدروکربن‌های نسوخته در نسبت‌های هم ارزی پایین افزایش می‌یابد.

جین وانگ[۱۷] و همکاران ]۱۴[در سال ۲۰۰۸ در موتورهای احتراق جرقه‌ای با سوخت متان و هیدروژن به بررسی میزان اثر هیدروژن در احتراق پرداختند و دریافتند که ضریب تغییرات متوسط فشار مؤثر در درصدهای مختلف هیدروژن موجود در سوخت با افزایش هیدروژن در نسبت‌های هم ارزی مختلف کاهش می‌یابد و در نسبت‌های هم ارزی بالاتر از یک با شیب زیادی زیاد می‌شود.

داس[۱۸] و همکاران]۱۵[در سال ۲۰۰۰ به بررسی مقایسه‌ای از ویژگی‌های عملکرد موتور اشتعال جرقه با استفاده از هیدروژن و گاز طبیعی فشرده به‌عنوان سوخت‌های جایگزین پرداختند. آن‌ها دریافتند که بازده حرارتی سوخت هیدروژن بیشتر از متان است و همچنین مصرف سوخت ویژه متان بیشتر از هیدروژن است.

سونگ و همکاران ]۱۶[در سال ۲۰۱۶ به بررسی زمان شروع احتراق در یک موتور اشتعال جرقه‌ای با سوخت ایزومر پنتان پرداختند. آن‌ها دریافتند که هرچه عدد اکتان بنزین بیشتر باشد کوبش کمتر و زمان احتراق به زمان جرقه نزدیک‌تر است.

۲-۳-   شبیه‌سازی احتراق موتورهای دوگانه‌سوز

۲-۴-   نوع اوری

اگر چه کارهای زیادی درزمینه موتورهای احتراق داخلی بخصوص موتورهای HCCI انجام‌شده است ولی به بررسی هم‌زمان چند پارامتر اثرگذار با استفاده از روش تاگوچی بر موتور پرداخته نشده است. در این پایان‌نامه ابتدا به بررسی بهترین نقطه عملکرد موتور جرقه‌ای و اشتعال تراکمی سوخت همگن پرداخته‌شده است و اثر دو سوخت بنزین و گاز طبیعی به‌طور هم‌زمان در موتورهای جرقه‌ای بررسی‌شده است و درنهایت به بررسی اقتصادی بودن سوخت‌ها پرداخته‌شده است.سپس در بخش دوم پایان نامه به بررسی پارامترهای تأثیرگذار در احتراق ازجمله فشار، دمای ورودی، نسبت تراکم، (که در کارهای دیگر هم مورد بررسی قرارگرفته است). زمان بسته شدن سوپاپ گاز و اضافه کردن بخارآب پرداخته‌شده است. ازجمله نوآوری های دیگر این پایان‌نامه به دست آوردن بهترین شرایط کاری در یک موتور اشتعال تراکمی سوخت همگن با استفاده از روش تاگوچی است

۳-      فصل سوم

معادلات حاکم

۳-۱-    مقدمه

در این فصل، معادلات حاکم، از مدل‌های موتور و همچنین رفتارها و محدودیت‌ها برای مدل‌ها تعریف می‌شود. در سینتیک شیمیایی نرخ واکنش برای هر جهت یک واکنش تعادلی که وابسته به غلظت واکنش‌دهنده‌ها، ضرایب استوکیومتری آلفا است تعریف و توصیف می‌شوند. برای پیش‌بینی تولید NOx مکانیزم شکل‌گیری NOx حرارتی معادله‌اش توصیف‌شده است.

۳-۲-   شبيه سازي جريا نهاي واكنشي

۳-۲-۱-۱-    نقش عدد دامكهلر در شبيه سازي جريان هاي واكنشي

واكنش هاي شيميايي را از لحاظ سرعت انجام واكنش به دو نوع، شيمي با سرعت محدود و شيمي با سرعت نامحدود تقسيم بندي مي كنند. در شيمي با سرعت محدود سينتيك احتراق فرآيند واكنش را دركنترل خود دارد و نرخ آزاد سازي انرژي و همچنين توليد اجزاء به شدت وابسته به شرايط سينتيكي احتراق مي باشد. در عين حال در يك احتراق با سرعت نامحدود نفوذ واكنشگرها و محصولات در يكديگر و شرايط جريان، نحوه و سرعت انجام واكنش را در دست مي گيرد.

با توجه به موارد ذكر شده در بالا، مدل هاي واكنشي با توجه به فرضيات اعمال شده در آنها نيز به دو دسته مدل هاي با شيمي سريع و مدل هاي با شيمي نا محدود تقسيم بندي مي شوند. با اين حال يك جريان واكنشي را نمي توان صرفا داراي سرعت شيميايي محدود يا بينهايت دانست. بلكه تركيبي از اين دو نوع مي باشد كه با توجه به شرايط جريان و نرخ آزاد سازي انرژي ممكن است به يكي از حالتها تمايل بيشتري داشته باشد. به عبارت ديگر در برخي نواحي داراي سرعت محدود و در برخي مناطق با سرعت بينهايت باشد.

روشن است اعمال فرض شيمي سريع براي يك جريان با شيمي محدود خطاي بسيار در نتايج به همراه دارد و بالعكس فرض شيمي محدود براي منطقه با شيمي سريع اشتباه مي باشد.

رابطه بين سرعت واكنش و اختلاط اجزاء توسط يك عدد بي بعد به نام دامكهلر كه توسط رابطه زير ارائه مي شود تعريف مي شود.

(‏۳‑۱)

در جدول۳-۱ مي توان مدل هاي مناسب براي واكنش هاي با كنترل سينتيكي ( ) و يا كنترل جرياني () را براي جريان هاي مختلف (از ديدگاه نحوه اختلاط سوخت و اكسيد كننده) مشاهده كرد.

جدول ‏۳‑۱٫ تقسیم بندی مدل های واکنشی بر مبنای رژیم احتراق و سرعت واکنش

Non-PremixedPremixed 
Conserved scalar EquilibriumBray-Moss-Libby Coherent flame Eddy Break-UpInfinitely fast chemistry
 PDF Transport ModelsFinite rate chemistry
Flamelet based on mixture fraction conditional moment closureFlamelet based on equation 
 Linear Eddy Model 

۳-۲-۲-      شبيه سازي واكنش هاي شيميايي

۳-۲-۳-      روش آرنيوس[۱۹]

يكي از مدل هاي اوليه براي مدلسازي واكنش، مدل آرنيوس مي باشد. اين مدل با در نظر گرفتن تمام پارامترهاي مهم در سينيتيك واكنش، نتيجه اي رضايت بخش در شعله هاي آرام مي دهد. براي واكنش شامل دو واكنش دهنده كه معمولاً در احتراق رخ مي دهد به عنوان مثال مي توان نوشت.

(‏۳‑۲)

که A,B واکنش دهنده ها و C,D محصولات و ضرائب m,n,p,q،  ضرائب استوكيومتري مي باشد. مدل آرنيوس سرعت واكنش را به صورت زير بيان مي كند.

(‏۳‑۳)        

که [A],[B],[C],[D] غلظت اجزاء را نشان مي دهد و ثابت K سرعت واكنش است و مقدار آن به دما، چگونگي برخورد مولكو لهاي سوخت و اكسيد كننده و انرژي فعال سازي واكنش دهنده ها بستگي دارد.

مي توان رابطه آرنيوس را به شكل كلي زير نوشت:

(‏۳‑۴)

در رابطه فوق مقدار ثابت از تئوري برخورد به دست مي آيد. در رابطه آرنيوس كميتهاي جريان توربولانس مانند نقش  تاثيري ندارند. لذا اين مدل توانايي دخيل كردن اثرات آشفتگي جريان بر واكنش را ندارد،و جهت مدلسازي شعله هاي آشفته مناسب نمي باشد.

۳-۲-۳-۱-   مدل اضمحلال اديها[۲۰]

اسپالدينگ[۲۱](۱۹۷۱)  اولين تلاش ها براي عدم بكارگيري منابع شيميايي براي حل جريان هاي احتراقي

بكار برد. او فرآيند اختلاط آشفته را به صورت يك فرآيند آبشاري از كل به مقياس مولكولي مطرح كرد. از ديد اسپالدينگ اين فرآيند آبشاري، همچنين واكنش هاي شيميايي همپاي اختلاط را كنترل مي كند تا آنجا كه واكنش يك فرآيند قابل اندازه گيري مي شود. به عبارت ديگر اسپالدينگ پيشنهاد اندازه گيري فرآيند اختلاط را به جاي واكنش شيميايي مطرح كرد. اين مدل، مدل شكست گردابه ناميده شد. نرخ متوسط احتراق آشفته محصولات به صورت زير بيان مي شود.

(‏۳‑۵)

كه در آن ، واريانس كسر جرمی[۲۲] محصول و  ، ثابت شكست گردابه است. اين مدل بعدها توسط مگنسن [۲۳]وجرتاگر[۲۴] بهينه شد. در واقع آنها  را با ميانگين كسر جرمي اجزاء ناقص (سوخت براي حالت رقيق و اكسيژن براي مخلوط غني) جايگزين كردند واين مدل را مدل اضمحلال گردابه ناميدند. اين مدل كمترين مقدار سه نرخ زير را مبنا قرار مي دهد.

نرخ كسر جرمي متوسط سوخت                                                           ,   

نرخ كسر جرمي متوسط اكسيد كننده                                                               

و نرخ كسر جرمي متوسط محصول                                                 ,   

مدل شكست گردابه و بهينه هاي آن بر مبناي فرضيات حدسي بنا نهاده شده اند. فرض اصلي بر جايگزيني مقياس زماني واكنش[۲۵] (در حالت فرض واكنشي يك مرحله اي) با مقياس زماني آشفتگي[۲۶] مي باشد، بنابر اين، مدل شكست گردابه تأثير سينتيك شيمياي را ناديده مي گيرد و يك واكنش شيميايي سريع و محدود را ارائه مي دهد. وقتي كه مدل اضمحلال گردابه در ديناميك سيالات محاسباتي به كار برده مي شود، بايد دقت  که ضرائب  A,و B  براي ايجاد نتايج رضايت بخش در يك محدوده وسیعی از مسائل مورد بررسی قرار گیرند. مدل شکست گردابه ابتدا برای احتراق پیش آمیخته ایجاد شد. برای جریان واکنشی غیرپیش آمیخته در حالت ترکیب خطی کسرهای جرمی سوخت و اکسید کننده می توان کسرهای جرمی را جهت حذف نرخ واکنش شیمیایی معرفی کرد.  مدل اضمحلال گردابه براي جريان هاي با عدد دامكهلر[۲۷] بزرگتر از یک (Da>> 1) جوابهاي رضايت بخشي ارائه مي كند، عدد دامكهلر بيان كننده نسبت مقياس زماني آشفتگي   به مقياس زماني احتراق مي باشد. وقتي كه اين عدد كمتر از يك باشد به معني سريعتر بودن اختلاط نسبت به احتراق مي باشد. اين وضعيت بخصوص در نزديكي ديوارها، نگهدارنده شعله و منطقه چرخشي به وجود مي آيد. اين شرايط با فرض مدل اضمحلال گردابه، كه سرعت واكنش را بسيار بيشتر از آشفتگي مي پندارد سازگار نمي باشد، همچنين اين مدل حداكثر تا دو مرحله قادر به پيش بيني اجزاي مياني مي باشد و قادر به محاسبه اجزاي مياني واكنش نمي باشد. لذا نيازمند مدل هاي پيشرفته تر و دقيقتري هست كه به وسيله آنها توانايي پيش بيني اجزي مياني واكنش وجود داشته باشد.

۳-۲-۳-۲-  تابع احتمال جرم مخصوص[۲۸]

جزییات بیشتر خریدای کنید

 
شکل ‏۳‑۲٫ توصيف گرافيكي تابع احتمال جرم مخصوص[۵۸]

همانطور كه در سمت راست شكل (۳-۲) نشان داده شده است،مقدار f با زمان t تغيير مي كند و زمان معینی را صرف می کند که با   بیان می شود. در سمت چپ شکل (۳-۲) نشان داده شده است.

مقدار زیر این نمودار در بازه  برابر است با کسری از زمان f که در این بازه سپری شده است. بیان ریاضی موارد بالا به صورت زير است.

(‏۳‑۱۲)

كه در آن  كسري از زمان مي باشد كه f در محدوده  صرف می کند. از p(f) مقادیر میانگین     شامل کسر مولی اجزاء و دما قابل محاسبه می باشد.

(‏۳‑۱۳)

براي سيستم هاي غيرآدياباتيك، يك معادله انتقال اضافي براي آنتالپي بايد در نظر گرفته شود. براي سادگی محاسبه p(f)، از يك تابع احتمال جرم مخصوص فرضي كه مقدار p(f) را از ميانگين كسر آميزش و واريانس محاسبه مي كنيم. شكل هاي فرضي مختلفي براي تابع احتمال جرم مخصوص در آثار مختلف يافته شده است. تابع موجي مستطيلي، تابع دو دلتا، توزيع مرتب گوسي و تابع بتا، مطرح ترين اين توابع هستند.

براي محاسبه حالت شيميايي سيستم ار روابط آنتالپي استفاده مي كنيم. الگوريتمي بر مبناي مينيمم كردن انرژي آزاد گيبس براي محاسبه كسرمولي اجزاء از f بكار مي رود. اين محاسبات مي تواند به صورت جداگانه محاسبه شود و نتايج آن قبل از مدلسازي جريان آشفته در يك جدول مراجعه ذخيره [۲۹]شود و سپس برهم كنش آشفتگي و واكنش در مدلسازي وارد مي شود. مزيت اين مدل پيش بيني اجزاي مياني بدون نياز به دانستن جزئيات اطلاعات مربوط به نرخ سينماتيكي واكنش ها مي باشد. در واقع به جاي تعريف مكانيزم هاي واكنشي چندگانه و مشخص، تنها اجزاي مهم در واكنش تعريف مي شوند و در ادامه مدل كسر مولي تمام اجزاء تعريف شده را برمبناي تعادل شيميايي پيش بيني مي كند.

تابع دلتاي مضاعف بر طبق روابط ساده رياضي شكل گرفته در حاليكه تابع بتا بيشتر برمبناي مشاهدات تجربي استوار است.تابع دلتاي مضاعف از طريق زير محاسبه مي شود:

(‏۳‑۱۴)  

شکل ‏۳‑۳٫  نمونه يك تابع دلتاي مضاعف [۵۸]

با داشتن شرايط مناسب در مناطق مرزي f=0 و f=1   يك نمونه از تابع دلتاي مضاعف در شكل (۳-۳) نشان داده شده است. همانطور كه گفته شد تابع دلتاي مضاعف به راحتي قابل محاسبه مي باشد ولي در هر حال نسبت به كانديداي ديگرتابع بتا از دقت كمتري برخوردار است.

۳-۲-۳-۲-۱- تابع احتمال جرم مخصوص بتا[۳۰]

يكي از متداول ترين توابعي كه براي بدست آوردن p(f) استفاده مي شود. تابع بتا مي باشد. تابع احتمال جرم مخصوص بتا با استفاده از رابطه زير تابع p(f) را محاسبه می کند.

(‏۳‑۱۵)

كه در آن

(‏۳‑۱۶)

لازم به ذكر است كه اين مقادير مربوط به ميانگين فاور كسرهاي آميزش مي شود و نه به ميانگين زماني آنها.

شرايط ومحدوديت هاي مدل بتا

– سيستم شيميايي بايد از نوع ديفيوژني باشد، با وروديهاي جداگانه سوخت و هوا) احتراق اسپري و شعله سوخت هاي پودر شده نيز در اين دسته بندي قرار مي گيرند(.

– عدد لويس بايد واحد باشد )اين به آن معني است كه ضريب ديفيوژن براي تمام اجزاء و آنتالپي بايد برابر باشد (

– سيستم احتراقي بايد يك جريان توربولانس تراكم ناپذير باشد. كسر جرمي نبايد براي جريان هاي آرام بكار رود.همچنين براي جريان هايي كه فشار سيستم تغيير مي كند قابل استفاده نيست. در ضمن مدل تابع احتمال جرم مخصوص را نبايد براي مدلسازي احتراقهاي پيش آميخته بكار برد.

چنانچه جريان داراي دو نوع سوخت و يك نوع اكسيد كننده و يا بالعكس داراي دو نوع اكسيدايزر و يك نوع سوخت باشد مي توان از seconadary stream استفاده کرد. در این حالت معادلات از فرمت  single mixture  به two mixture fraction تبديل مي شود كه حجم محاسبات آن بسيار زياد مي باشد و زمان حل نيز بسيار افزايش مي يابد. در حالت تك كسر جرمي به صورت قراردادي از تابع بتا براي اندركنش بين توربولانس و واكنش استفاده مي شود.

۳-۲-۳-۳- مدل بستن آني مشروط[۳۱]

اين مدل را كه توسط بيلگر[۳۲] توسعه يافته است مي توان جزء ديگري از زير مجموعه هاي تابع احتمال جرم مخصوص به شمار آورد. اين مدل نياز به متوسط گيري مشروط كسر جرمي اجزاء و آنتالپي روي يك متغير پيش رونده براي بررسي وبه حساب آوردن اثرات آشفتگي جريان بر روي نرخ متوسط واكنش دارد.

براي احتراق شعله هاي غير پيش آميخته، كسر آميزش به عنوان متغير شرطي شده در نظر گرفته مي شود.تغييرات در حيطه متوسط مشروط كوچك فرض مي شود كه كاربرد اين مدل را با محدوديت هايي مواجه مي سازد.

۳-۲-۳-۴-  مدل شعله هاي آرام كوچك[۳۳]

مدل هاي ارائه شده در بالا جهت مدلسازي جريان هاي احتراقي كه داراي رفتار تعادلي مي باشند قابل كاربرد مي باشد، در حاليكه در موارد بسياري به دليل كرنش و كشيدگي شديد شعله، اجزاء حاصل از احتراق سريعا منطقه واكنش را ترك مي كنند و فرصتي براي رسيدن به تعادل ترموديناميكي پيدا نمي كنند. در اين حالت مي توان از مدل شعله هاي كوچك آرام كه توسط لاي[۳۴] و همكارانش پيشنهاد شد و بعدها به صورت جداگانه توسط پيترز و كزنتسوف استخراج گشت، استفاده كرد. اين مدل تنها براي احتراق هاي بسيار سريع كاربرد دارد و با استفاده از آن مي توان محصولات حساس و مشكل از نظر مدل سازي مانند اكسيدهاي نيتروژن را با دقت خوبي پيش بيني كرد.

اين مدل بر اساس در نظر گرفتن لايه هاي بسيار كوچك شعله ( به صورت لايه هاي آرام) شكل گرفته است.که در شکل ۳-۴ نشان داده شده است در واقع در لايه هاي بسيار نازكي فرآيند احتراق را به صورت سينتيك مجزاء مورد بررسي قرار مي دهند و سپس پارامترهاي جريان و به خصوص كشيدگي آن در محاسبات وارد مي شود. احتراق هاي با غلظت بالا، واكنش شيميايي در مجاورت شمعك يا پايلوت و به طور كلي شعله هاي با ميزان بالاي عدم تعادل كانديدهاي اصلي استفاده از اين مدل مي باشند. براي استفاده از اين مدل نياز به در اختيار داشتن ماكنيزمهاي شيميايي مربوط به صورت فرمت CHEMKIN مي باشد. نمونه معروف اين مكانيزمها مجموعه GRI مي باشد كه بر پايه احتراق متان بنا شده است و آخرين مجموع آن (GRI.3.0) از ۵۱ جزء واكنشي و ۳۲۹ واكنش شيميايي تشكيل شده است. براي كاهش دادن تعداد واكنش ها به مقدار مورد نظر مي توان از نرم افزار CHEMKIN استفاده كرد. بايد در نظر داشت با افزايش تعداد واكنش ها و اجزاء احتراقي زمان محاسبه نيز افزايش مي يابد.

شکل ‏۳‑۴٫ شمايي از مفهوم Laminar flamelet و اثر مقياس ادي هاي آشفتگي بر لايه هاي شعله[۵۸]

۳-۲-۳-۵- مقايسه مدل ها از لحاظ هزينه زماني

از لحاظ زمان انجام شبيه سازي مدل هاي در مواردي داراي تفاوتهاي عمده مي باشند كه استفاده از آنها را در هندسه هاي پيچيده و با تعداد مش بالا دچار مشكل مي سازد. روش PDF در بین دیگر مدل ها بیشترین زمان را جهت شبیه سازی صرف می کند. مدل EDC  نيز با توجه به پرداختن به سينتيك مياني زمانبر مي باشد كه البته تعداد واكن شهاي در نظر گرفته شده حائز اهميت مي باشد. با اين حال به دليل استفاده از روش ISAT زمان حل در طي شبيه سازي كاهش مي يابد و براي هندسه هاي با تعداد مش متوسط و استفاده از سيستم پردازش موازي مناسب مي باشد. ضمن اينكه مي توان دقت كار را با اين مدل افزايش داد. مدل هاي گلوبال مانند اضمحلال ادي/آرنيوس براي انجام شبيه سازي ابتدايي و همچنين به دست آوردن ميدان جريان و دما بسيار مناسب مي باشند. خلاصه اي از نحوه رده بندي مدل ها بر مبناي زمان حل در زير نشان داده شده است.

۳-۲-۴-   مدل سازي جريان هاي واكنشي پيش آميخته

در جريان واكنشي پيش آميخته به دليل وجود ادي هاي با ابعاد مختلف رژيم هاي مختلف و شكل هاي مختلف شعله ايجاد مي شود. با توجه به نمودار شكل ۳-۵ پارامترهايي مانند سرعت جريان )رينولدز( نرخ انتقال حرارت و … در چگونگي تشكيل يك شعله پيش آميخته اثر مي گذارد.

شکل ‏۳‑۵٫ رژيم احتراق در شعله هاي پيش آميخته در شرايط مختلف جريان [۵۸]

۳-۲-۵-  حالت هاي جبهه شعله در يك احتراق پيش آميخته

در جريان هاي واكنشي پيش آميخته سوخت و اكسيد كننده پيش از ورود به محفظه احتراق با يكديگر مخلوط مي شوند. در اين حالت شعله به صورت يك جبهه پيش رونده مي باشد. و مي توان محفظه احتراق را به سه ناحيه محصولات، مخلوط سوخت و اكسيد كننده و جبهه شعله تقسيم بندس كرد. موتورهاي بنزيني نمونه اي از اين نوع احتراق مي باشد. مدلسازي احتراق پيش آميخته به دليل شكل جريان و وضعيت جبهه شعله بسيار مشكل تر از مدلسازي شعله هاي غير پيش آميخته يا ديفيوژني مي باشد.

يكي از اعداد مهم در احتراق جريان هاي پيش آميخته عدد كارلويچ (Ka) مي باشد كه بيان كننده نسبت بين مقياس شعله به روي مقياس كولمگراف) كوچكترين مقياس در جريان توربولانس مي باشد(. ميزان عدد كارلويچ بيان كننده وضعيت جبهه شعله و منطقه داراي انتقال حرارت مي باشد که در شکل ۳-۶ نشان داده شده است.

شکل ‏۳‑۶٫ تغييرات شرايط يك شعله پيش آميخته با تغييرات عدد كارلويچ[۵۸]

گسترش جبهه شعله بوسيله حل يك معادله انتقال براي توزيع دانسيته ميانگين متغير پيش رونده واکنش (که با C نشان داده می شود) مدل می شود.

(‏۳‑۱۷)  

كه در آن

C= متوسط پیشرفت واکنش

 = عدد اشمیت آشفتگی

 = پیشروندگی واکنشی چشمه انرژی می باشد.

و

(‏۳‑۱۸)  

که در آن

n= تعداد محصولات

  = کسر جرمی جزء i

 = کسر جرمی تعادلی جزء i

می باشد.

برای مخلوط نسوخته c=0 و برای محلوط سوخته  c=1 خواهد بود.

نرخ واكنش ميانگين در معادله ترابري به صورت زير مدل مي شود.

(‏۳‑۱۹)  

كه در آن

= چگالي مخلوط نسوخته

= سرعت شعله آشفته

می باشد.

يكي از پارامترهاي كليدي در مدلسازي احتراق پيش آميخته پيش بيني سرعت توربولانس شعله عمود بر ميانگين سطح شعله است (  ). سرعت توربولانس شعله از دو مورد زير متاثر مي شود.

۱٫  سرعت لمينار شعله، كه توسط غلظت سوخت، دما، خواص نفوذي مولكوها و به طور كلي خواص اجزا مي باشد.

۲٫  پيج و تاب و كشيدگي شعله ناشي از اديهاي بزرگ و ضخيم شدن شغله به واسطه ادي هاي كوچك در نرم افزار fluent سرعت توربولانس شعله به وسيله مدلي براي پيچ و تاب و ضخيم شدن شعله محاسبه مي شود كه به صورت زير فرموله مي شود.

(‏۳‑۲۰)  

که در آن

A= ثابت مدل

u’= RMS سرعت

a= ضریب انتقال حرارت مولکولی مخوط نسوخته

= مقياس طولي آشفتگي

می باشد.

مقیاس طولی توربولانس ( ) از رابطه زیر حاصل می شود.

(‏۳‑۲۱)  

مدل بر مبناي فرض تعادل آشفتگي در مقياس هاي كوچك در داخل شعله آرام بنا نهاده شده است. محدوده اين مدل براي جريان هايي است كه كوچكترين ادي توربولانس  )مقياس كولموگراف(كوچكتر از ضخامت شعله مي باشد و به درون منطقه شعله نفوذ مي كند.

در صنعت به دليل نياز به سيستم هاي با توليد پايين آلاينده ها، احتراق پيش آميخته عموما به صورت بسيار انفجار خفيف صورت مي گيرد. در اين حالت كرنش و كشيدگي شعله از اهميت بسياري در مدلسازي واكنش برخوردار مي شود. يكي از پارامترهاي تعريف شده براي تعريف ميزان كشيدگي شعله، ضريب كشش مي باشد كه به صورت زير تعريف مي شود.

(‏۳‑۲۲)

ضريب كشيدگي نماينده اين مطلب است كه كشيدگي تا چه ميزان مي تواند باعث خاموشي شعله نشود. در واقع چنانچه كشيدگي وجود نداشته باشد. (G=1) احتمال اينكه شعله خاموش نشود ۱۰۰ در صد مي باشد.

در این مدل σ انحراف استانداردی از توزیع  می باشد.

(‏۳‑۲۳)  

که در آن  فاکتور ضریب کشیدگی برای نوسانات اضمحلال می باشد. L مجموع مقیاس طولی توربولانس و  مقیاس کولموگراف می باشد. در مجموع مقدار پیش فرض ۲۶/۰ برای  در بیشتر شعله های پیش آمیخته مناسب  می باشد.

 نرخ اضمحلال آشفتگي در در نرخ بحراني كرنش و كشيدگي مي باشد.

(‏۳‑۲۴)  

۳-۳-  مدلسازي اكسيدهاي نيتروژن

آلاينده اكسيد نيتروژن  که تشکیل شده از (،  ،NO ) منجر به تشکیل باران های اسیدی، مه هاي فتوشيميايي و سوراخ شدن لايه اوزون مي شود. امروزه در كشورهاي پيشرفته صنعتي استانداردهاي  بسيار سختگيرانه اي براي كاهش اين آلاينده در صنايع توليد كننده آن كه در واقع مصرف كننده سوخت هاي فسيلي هستند وضع شده است. اولين گام براي كاهش اين آلاينده، شناسايي دقيق آن، علل تشكيل و پارامترهاي مؤثر بر آن است. پيش بيني روند تشكيل اين آلاينده همچنان يك چالش به شمار مي رود. 

مدل هاي مختلفي براي پيش بيني  ارائه شده است . براي بررسي آلاينده هاي نيتروژن ، بيشترين تاكيد بر روي آلاينده اكسيد نيتروژن (NO) شده است كه اهميت بسيار بيشتري نسبت به دي اكسيد نیتروژن ( ) و همچنین اکسید دی نیتروژن ( ) دارد.

(‏۳‑۲۵)  

مدل آلايندگي شامل سه سينيتيك شيميايي اصلي مي باشد:

۳-۳-۱-اكسيد نيتروژن حرارتي

اين مدل بر مبناي مكانيزم توسعه يافته زلدويچ[۳۵] كه از اكسيداسيون مستقيم نيتروژن موجود در اتمسفر شكل مي گيرد. اين مدل در دماهاي بالا )مثلا بالاي ۲۰۰۰ كلوين(اهميت بسياري پيدا مي كند، زيرا انرژي مورد نياز براي شكستن پيوند بين دو اتم نيتروژن در   بسيار بالاست ( kj/mol 945) که فقط در دماهای نزديكي ۲۰۰۰ درجه كلوين و بالاتر اين انرژي تامين مي شود. همچنين با هر ۹۰ كلوين افزايش دما در دماهاي بالاي ۲۰۰۰ كلوين ميزان   حرارتي توليدي دو برابر مي شود. و بيشترين درصد  تشکیل شده را شامل مي شود. مكانيزم توسعه يافته زلدويچ به صورت زير تعريف مي شود:

(‏۳‑۲۶)  

به علاوه يك واكنش سوم كه در نزديكي شرايط استوكيومتريك و مخلوط غني اهميت پيدا مي كند نيز وجود دارد كه توسط رابطه زير بيان مي شود.

(‏۳‑۲۷)  

نرخهاي ثابت واكنش از بررسي تجربي هانسن[۳۶] وسليميان[۳۷] قابل برداشت است. نرخ خالص تشكيل NO حاصل از واكنش هاي بالا به صورت معادله واكنش زير است.

(‏۳‑۲۸)  
(‏۳‑۲۹)

در نهايت نرخ توليد NO از رابطه زير قابل محاسبه مي شود.

(‏۳‑۳۰)  

واحد تمام غلظت ها مول بر مترمكعب (  ) می باشد.

روش مناسب براي محاسبه غلظت اكسيژن استفاده از فرض شبه تعادلي تشكيل اكسيژن مي باشد.

(‏۳‑۳۱)

۳-۴-   اكسيد نيتروژن فوري[۳۸]

لطفا فایل رو خریداری کنید

۳-۴-۱-۱-۱- محدوديتهاي مدل انتقال تابش مجزا

مدل انتقال تابش مجزاء تمام سطوح را ديفيوز در نظر م يگيرد. به اين معني كه بازتاب پرتو تابيده شده از سطح با در نظر گرفتن زاويه فضايي, ايزوتروپيك است.

– اثر پراكنش در نظر گرفته نمي شود.

– تشعشع خاكستري در مدل اجرا مي شود

حل يك مساله با تعداد زيادي پرتو نياز به زمان زياد دارد

۳-۴-۱-۱-۲- معادلات انتقال تابش مجزاء

معادله براي تغيير شدت تشعشع و در يك مسير مي تواند به فرم زير نوشته شود.

(‏۳‑۴۹)  

 در اينجا ضريب انكسار واحد فرض م يشود. مدل انتقال تابش مجزاء از معادله بالا در طول يك سري پرتوهاي ساطع شده از سطوح مرزي انتگرال گيري مي كند.

چنانچه در طول پرتو ثابت باشد آنگاه   مي تواند توسط رابطه زير تخمين زده شود.

(‏۳‑۵۰)  

که  شدت تشعشع در ابتدا مسير روبه رشد است. چشمه انرژي در سيال ناشي از تشعشع در نهايت با جمع كردن تغييرات شدت در طول مسير هر پرتو كه از درون سيال م يگذرد به دست م يآيد.در هنگامي كه سطح مساله زياد است استفاده از تعداد پرتوهاي زياد بسيار هزينه برو وقت گير است كه در اين حالت از روش خوشه اي [۳۹]استفاده مي شود.

۳-۴-۱-۱-۳-  شرايط مرزي براي مدل انتقال تابش مجزاء در ديواره ها

مقدار فلاكس حرارتي تشعشع واده به يك سطح با انتگرال گيري پرتوهاي رسيده به دست مي آيد.

(‏۳‑۵۱)  

همچنين فلاكس حرارتي تشعشعي خروجي از سطح  از طريق مجموع جزء انعكاسي  و همچنین گسيلندگي سطح بدست مي آيد.

(‏۳‑۵۲)

دماي سطح نقطه P

ضريب گسيل ديواره مي باشد.

در اين حالت براي شرايط مرزي مقدار شدت تشعشع در شروع حركت پرتو را مي توان از طريق زير بدست آورد.

۳-۵-  فرض‌ها برای مدل‌ها:

فرض‌های رایج برای مدل‌های موتورهای دوگانه‌سوز به‌صورت زیر هستند]۴۵[

۱-. موتور دیزل (تزریق انژکتوری) تک سیلندر چهارزمانه است.

۲-تنها سیکل بسته از IVC به EVO در مدل در نظر گرفته می‌شود.

۳- تمام سیلندر به‌عنوان یک منطقه تنها با فشار و دمای یکنواخت فرض شده است.

۴- مخلوط داخل سیلندر به‌عنوان یک گاز ایده آل ر نظر گرفته‌شده است.

۵- فرض می‌شود در اثر مکش تمام سیلندر پرشده است (blow_by).

۶- مخلوط در IVC کاملاً همگن است.

۷- مدل بیضی تصحیح‌شده برای انتقال حرارت به دیواره سیلندر استفاده می‌شود.

۸- در مدل صفر بعدی توضیح داده‌شده تمام محفظه احتراق به‌عنوان حجم کنترل در نظر گرفته می‌شود.

معادلات بقای جرم و انرژی به‌طور مشابه برای این سیستم حل می‌شوند.

معادله انرژی  است. این معادله برای مخلوطی از چندین گونه شیمیایی می‌تواند به‌صورت زیر نوشته شود:

(‏۳‑۵۳)

Q تنها درنتیجه انتقال حرارت به دیوار سیلندر است و مخلوط یک گاز کامل است.

با جداسازی ترم‌های دما، معادله دیفرانسیل مرتبه اول به‌صورت زیر می‌تواند نوشته شود [۴۶]

(‏۳‑۵۴)

این معادله نشان می‌دهد که تغییرات دما در سیلندر ناشی از دو منبع است.

انتقال انرژی از میان حجم کنترل:

·         تغییر در ترکیب شیمیایی سیستم

·         بقای جرم در دستگاه‌های واکنش شیمیایی به‌صورت بقای المان‌های شیمیایی تعریف می‌شود.

نرخ تغییر کسر مولی به‌صورت زیر نوشته می‌شود.

(‏۳‑۵۵)

معادله بالا باید برای هر جزء شیمیایی نوشته شود و این سری از معادلات به‌طور هم‌زمان با معادله (۳-۱۶) باید حل شوند. یک مکانیزم سنتیک شیمیایی دقیق برای تعیین نرخ تولید/ مصرف هر جزء شیمیاییωi موردنیاز است.

یک معادله دیفرانسیلی دیگر برای بسته شدن دستگاه سیستم معادلات موردنیاز است.

(‏۳‑۵۶)

این معادله، نرخ تغییر حجم محفظه احتراق نسبت به زاویه میل‌لنگ است.

که  حجم محفظه سیلندر، R شعاع میل‌لنگ و θ زاویه میل‌لنگ است.

۳-۶-   مقدمه مدل احتراق موتور اشتعال جرقه‌ای

یک شعله که به‌صورت کروی از شمع شروع و در محفظه احتراق پخش‌شده است در شکل ۳-۱۴ نشان داده‌شده است.

حجم شعله با  و سطح شعله با  و سطح انتقال حرارت  که وابسته است به حجم شعله ناگهانی در ارتفاع محفظه h با استفاده از معادلات (۳-۲۰) به دست می‌آید. مقادیر  با استفاده از روابط زیر محاسبه می‌شوند.

(‏۳‑۵۷)
(‏۳‑۵۸)

شکل ‏۳‑۱۴٫  شماتیک نمای جلو شعله

در شکل ۳-۱۴ برای هر شعاع از شعله که از نسبت‌های ریاضی تابعیت می‌کند با فرمول‌های زیر به دست می‌آیند ]۴۷-۴۹[

(‏۳‑۵۹)
(‏۳‑۶۰)

که

(‏۳‑۶۱)
(‏۳‑۶۲)

 در روابط بالا  است.

 سطح کلی انتقال حرارت در محفظه احتراق که به‌وسیله گاز مشتعل شده در تماس است، به‌صورت مجموع سطح سر سیلندر، دیواره سیلندر و تاج پیستون است که از فرمول‌های زیر محاسبه می‌شوند.

(‏۳‑۶۳)
(ُ‏۳‑۶۴)
(‏۳‑۶۵)
(‏۳‑۶۶)

و سطحی که به‌وسیله گازهای مشتعل نشده در تماس است با فرض اینکه سطح کلی محفظه احتراق شامل گازهای مشتعل شده و مشتعل نشده است از فرمول زیر تبعیت می‌کند

(‏۳‑۶۷)

۳-۶-۱- محاسبه سیکل

سیکل موتورهای اشتعال جرقه‌ای از چهار فرآیند تشکیل‌شده است مکش، تراکم، احتراق و تخلیه. فرآیندهای ورودی و خروجی با استفاده از روش تقریب داده‌شده توسط بایراختار ]۵۰[محاسبه‌شده است. در این روش، افت فشار در طول فرآیند از معادله برنولی برای جریان یک‌بعدی تراکم ناپذیر محاسبه و فشار مصرف و درجه حرارت به‌صورت زیر تعیین می‌شود

(‏۳‑۶۸)  
(‏۳‑۶۹)

که در آن P0 و T0 به ترتیب فشار و درجه حرارت محیطی هستند، و  افت فشار است.

راندمان حجمی به‌صورت زیر تعریف می‌شود.

(‏۳‑۷۰)

که در آن راندمان شارژ آن است. rv نسبت تراکم است و کسر مولی گاز باقیمانده است.

روابط عمومی فشار گازهای خروجی و دمای اگزوز نیز برحسب P0 فشار محیط مشخص و دمای گاز سوخته Tb به ترتیب توسط بایراختار و اسمت، ]۵۰ و ۵۱ و ۵۲[محاسبه می‌شوند.

(‏۳‑۷۱)
(‏۳‑۷۲)

به‌این‌ترتیب محاسبه چرخه کامل می‌شود

۳-۷-  پارامترهای عملکرد موتور

پارامترهای عملکرد موتور، به‌عنوان‌مثال، فشار متوسط مؤثر (imep) و مصرف سوخت ویژه (sfc)، و غیره…. از معادلات شناخته‌شده زیر به دست می‌آیند.

مصرف سوخت ویژه:

(‏۳‑۷۳)

کار موتور:

(‏۳‑۷۴)

گشتاور:

(‏۳‑۷۵)

توان موتور:

(‏۳‑۷۶)

فشار مؤثر متوسط:

(‏۳‑۷۷)

که در معادلات بالا N سرعت موتور برحسب تعداد دور در ثانیه است. nr تعداد دور برای یک احتراق است؛ برای چرخه چهارزمانه،  برای چرخه دو زمانه،  است. به‌طور پیش‌فرض، چرخه چهارزمانه توسط نرم‌افزار کمکین ۱۷ شبیه‌سازی‌شده است.

بررسی کوبش

روش انتگرالی کوبش، روشی برای پیش‌بینی زمان وقوع کوبش با اختلاف کمی با مقادیر اندازه‌گیری شده آن را نشان می‌دهد.

(‏۳‑۷۸)

در رابطه فوق زمان تأخیر اشتعال برحسب میلی‌ثانیه است که به‌صورت معکوس از زمان بسته شدن سوپاپ ورودی تا لحظه خود اشتعالی انتگرال‌گیری شده است.

۳-۸-  جمع بندی

نرم‌افزارهای متفاوتی برای مدل‌سازی فرآیند ایجادشده در موتورهای احتراق داخلی وجود دارد هرکدام با توانایی‌های متفاوت به شرح زیر هستند:

نرم‌افزار KIVA [53]، STAR-CD، FIRE [54] و Fluent [52] برای مدل‌سازی موتورهای احتراق داخلی مناسب هستند. کد KIVA در USA و کد STAR-CD در UK تکنیک‌های CFD را اعمال می‌کنند STAR-CD یک نرم‌افزار تجاری قابل‌مقایسه با FIRE و Fluent است در بیشتر تحقیقات KIV در فرآیند مدل‌سازی و نرم‌افزار FIRE برای مطالعه بهینه‌سازی شکل محفظه احتراقی اعمال می‌شود. مدل احتراق با نرم‌افزار تجاری مثل STAR-CD، FIRE و Fluent به خاطر حضور یک محیط گرافیکی ساده‌تر است. FIRE و STAR-CD کاربردی‌تر هستند.

تمام نرم‌افزارهای بالابر پایه CFD است همچنین همراه با سنتیک ذره، که خصوصاً نرم‌افزار فلوئنت از روش]۳۲[ PDF برای مدل کردن احتراق استفاده می‌کند. همان‌طور که مشخص است این نرم‌افزارها به‌غیراز نرم‌افزار fire برای تحلیل تمام حوضه سیالاتی استفاده می‌شوند و تحلیل احتراق با استفاده از این مدل‌ها کار زمان بری است چه برسد که تغییر در پارامترهای احتراق را بررسی نماید خصوصاً برای تحلیل حرکتی نیاز به دینامیک مش است که کار تحلیلی را بسیار مشکل و زمان‌بر می‌کند. اگرچه بیشتر نرم‌افزارهای ذکرشده قابلیت استفاده از کدهای کمکین را دارا هستند ولی بازهم به علت مشکلات در تحلیل، قدرت کمکین را ندارند. اما در مقایسه نرم‌افزار کمکین و fire همان‌طور که مشخص است هر دو نرم‌افزار مخصوص دستگاه‌های احتراقی هستند ولی fire به علت پایه‌ریزی بر مبنای CFD نرم‌افزار خیلی جامعه در احتراق است، پارامترهای زیادی در حل آن وجود دارد و مانور پذیری خوبی برای طراحی محفظه احتراق دارد. در خصوص خود عمل احتراق چون در ایجاد رادیکال‌ها، نرم‌افزار کمکین تا ۳۶۵ رادیکال را می‌تواند هم‌زمان ایجاد کند بسیار قوی‌تر از نرم‌افزار fire است زیرا این نرم‌افزار در این حالت دارای محدودیت است. بنابراین. اگر بخواهید یک نرم‌افزار احتراقی محض را استفاده کنید، می‌تواند نرم‌افزار کمکین یک گزینه خوب برای محققین است که تنها به عمل احتراق و مواد ایجادشده در آن اهمیت می‌دهد.

۴-       فصل چهارم

نتایج

۴-۱-    مقدمه

این فصل شامل دو قسمت کلی است. در قسمت اول به بررسی موتورهای احتراق داخلی جرقه‌ای پرداخته‌شده است و سپس موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن موردبررسی قرارگرفته است.

در بخش اول موتورهای جرقه‌ای به‌صورت خیلی مختصر در دو نوع سوخت گاز طبیعی و بنزین در حالت‌های مختلف مورد مقایسه قرارگرفته است و در بخش بعدی هدف تحقیق بررسی موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن است که به‌صورت جامع مورد تحلیل و ارزیابی در شرایط کاری مختلف با سوخت گاز طبیعی قرارگرفته است. استفاده از گاز طبیعی در موتورهای اشتعال تراکمی سوخت همگن توجه با ماهیت احتراق خودکار ایجاد و ایجاد احتراق در چند نقطه، برای این نوع موتورها بهتر است. کنترل احتراق در این‌گونه موتورها با ویژگی‌های گفته‌شده توسط گاز طبیعی بهتر انجام می‌شود.

۴-۲-    بخش اول بررسی موتورهای احتراق داخلی جرقه‌ای

احتراق سوخت در محیط بسته ازجمله شرایط سیلندر خودرو باعث کوبش‌های[۴۰] مضر می‌شود. کنترل کوبش باعث کاهش مصرف سوخت و آلاینده‌های موتور (CO2,NOx….) و افزایش بازده سوخت می‌شود و همچنین یکی از متغیرهای اساسی بر توان خروجی و بازده حرارتی است و بر عمر مفید سیستم احتراقی نیز تأثیر بسزایی دارد

همان‌طور که مشاهده شد درزمینه کنترل کوبش و کاهش آلاینده‌ها کارهای زیادی شده است ولی بررسی هم‌زمان یک خودرو دوگانه‌سوز برای کنترل کوبش و آلایندگی انجام‌نشده است. در این پایان نامه بررسی جامعی در مورد بهترین عملکرد دو سوخت بنزینی و گازی وابسته به پارامترهای مؤثر در موتورهای جرقه‌ای انجام‌گرفته است. در این کار برای به دست آوردن نقطه کوبش از ایجاد رادیکال‌های OH استفاده‌شده است که علاوه بر اینکه نقطه شروع کوبش را مشخص می‌کند شدت کوبش را هم مشخص می‌کند.

۴-۲-۱- تعریف مسئله

شکل ۴-۱ یک طرح شماتیک از محفظه احتراق موردبررسی در این پایان‌نامه را نشان می‌دهد. در این کار عددی موتور اشتعال جرقه، با سوخت متان و بنزین با اوکتان ۹۰ درصد به‌صورت مجزا در شرایط یکسان موردبررسی قرارگرفته است. در این پایان‌نامه، دریچه گاز به‌صورت کامل باز است (WOT) و زمان جرقه از ۴۰ درجه قبل از نقطه مرگ بالا تا ۰ درجه بعد از نقطه مرگ بالا تغییر می‌کند. نسبت تراکم از ۸ تا ۲۰ متغیر است و مشخصات موتور در جدول ۴-۱ ذکرشده است.

شکل ‏۴‑۱٫ طرح شماتیک از مسئله موردبررسی

جدول ‏۴‑۱٫ مشخصات موتور استفاده‌شده
مشخصات موتورمقادیر
قطر داخلی سیلندر (mm)60/78
کورس پیستون (mm)0/72
حجم سیلندر (۳cm)1/349
نسبت تراکم۸-۲۰
زمان شروع جرقه۰+تا۴۰-CA ATDC
زمان باز شدن سوپاپ دود۵۷ CA BBDC
زمان باز شدن سوپاپ گاز۵CA BTDC
زمان بسته شدن سوپاپ دود۷CA ATDC
زمان بسته شدن سوپاپ گاز۱۳۰تا۱۷۰CA ATDC
نسبت هم ارزی۱
سرعت موتور (rpm)1500

۴-۲-۲-اعتبار سنجی موتور جرقه‌ای

اعتبار سنجی کار حاضر برای آلایندگی با مقاله پورپاتام و همکاران]۱۳[و برای ایجاد نقطه کوبش و منحنی تغییرات فشار برحسب در جه میل‌لنگ با مقاله چنگ و همکاران]۱۶[انجام‌شده است. پورپاتام و همکاران ]۱۳[ به بررسی اثر غلظت متان موجود در بیوگاز که به‌عنوان سوخت برای موتور اشتعال جرقه به کار می‌رود پرداختند. آن‌ها دریافتند با افزایش درصد متان در سوخت، فشار احتراق و راندمان آن افزایش می‌یابد. همچنین آن‌ها دریافتند با افزایش متان NOx و هیدروکربن‌های نسوخته در نسبت‌های هم ارزی پایین‌تر از ۱ بیشینه مقدار خود را دارا است. نتایج کار حاضر با نتایج آنها مقایسه شده است که در شکل ۴-۲ نشان داده‌شده است. نتایج به‌دست‌آمده برای ۲۰ درصد CO2 که ترکیب اصلی بیو گاز با نسبت تراکم ۱:۱۳ هست و در شکل زیر نمایش داده‌شده، انجام‌شده است. کاهش CO2 به معنی افزایش متان و اکسیژن است که باعث احتراق سریع‌تر و افزایش دمای محفظه می‌شود

شکل ‏۴‑۲٫ مقایسه NOx در نسبت‌های هم‌ارزی‌های مختلف

خطای میانگین به‌دست‌آمده کمتر از ۳۵/۰ درصد است و علت بالا رفتن خطای نسبی محلی به دلیل ساده‌سازی‌های حل عددی نسبت به کار تجربی پورپاتام و همکاران]۱۳[ایجادشده است.

قسمت دوم اعتبار سنجی باکار سونگ و همکاران ]۱۶[. انجام‌شده است آن‌ها به بررسی زمان شروع احتراق در یک موتور اشتعال جرقه‌ای با سوخت ایزومر پنتان پرداختند آن‌ها دریافتند که هرچه عدد اکتان بنزین بیشتر باشد کوبش کمتر و زمان احتراق به زمان جرقه نزدیک‌تر است. مقایسه نتایج به‌دست‌آمده در شکل ۴-۳ نشان داده‌شده است و خطا کمتر از ۴ درصد است.

شکل ‏۴‑۳٫ مقایسه نقطه ایجاد کوبش و منحنی تغییرات فشار برحسب در جه میل‌لنگ

۴-۲-۳-      نتایج و بحث

یک موتور احتراق داخلی جرقه‌ای را که در شکل ۴-۱ نشان داده‌شده است در نظر بگیرید. مشخصات هندسی این موتور در جدول ۴-۱ نشان داده‌شده است. هدف از شبیه‌سازی احتراق در این موتور داخلی بررسی پارامترهای مؤثر احتراق بر روی راندمان سیکل و تولید آلاینده‌ها و هزینه استفاده از دو سوخت بنزین و گاز طبیعی در هنگام استفاده در خودروهای دوگانه‌سوز است. در این کار عددی، به تأثیر سه متغیر نسبت تراکم، زمان بسته شدن سوپاپ گاز و زمان جرقه زدن شمع در احتراق بر روی نقطه عملکرد بهتر هرکدام از سوخت‌ها پرداخته‌شده است. نتایج نشان داد که سوخت متان در مقایسه با بنزین در بازه وسیعی از نسبت تراکم، قابل‌استفاده است همان‌طور که از شکل ۴-۴ و شکل ۴-۵ و جدول ۴-۲ که تمام پارامترهای احتراق ازجمله آلایندگی، گشتاور و کوبش را در خود جای‌داده است مشخص شد، سوخت بنزین در نسبت‌های تراکم ۸ تا ۱۰ کارایی مناسبی دارد و با بیشتر شدن نسبت تراکم، خودرو دچار کوبش می‌شود هرچند فشار احتراق افزایش بالایی دارد و باعث ایجاد توان بیشتر می‌شود ولی کوبش ایجادشده باعث ایجاد ضربه به موتور شده که سبب آسیب فراوان به قطعات می‌شود.

جدول ‏۴‑۲٫ مقادیر خلاصه در نسبت‌های تراکم مختلف برای سوخت بنزین
RCCO*10+5NO*10+5IMEP (kPa)گشتاور (dyne-cm)*10+8زاویه ایجاد کوبش
۸۵۴۰۲۸۸۱۲۱۰۳/۳۶No
۱۰۱۵۰۲۸۹۱۲۶۱۳/۵۱۲۷/۰۸۷
۱۲۱۳۱۲۶۱۱۳۱۸۳/۶۷۱۸/۰۵۱
۱۴۱۲۴۲۲۶۱۳۸۷۳/۸۶۱۲/۰۹
۱۶۱۱۷۲۰۴۱۴۳۵۳/۹۹۷/۷۹۲
۱۸۱۱۲۱۸۷۱۴۹۵۴/۱۶۴/۰۹۱
۲۰۱۰۹۱۷۸۱۵۳۱۴/۲۶۰/۰۹۶۱
 

شکل ‏۴‑۴٫ منحنی تغییرات فشار برحسب درجه میل‌لنگ در نسبت‌های تراکم مختلف برای سوخت بنزین

شکل ‏۴‑۵٫ نمودار تشکیل رادیکال‌های OH برحسب درجه میل‌لنگ در نسبت‌های تراکم مختلف برای سوخت بنزین

همچنین با مقایسه شکل ۴-۵ که کوبش را با رادیکال‌های OH موردبررسی قرار داده است و در جدول ۴-۲ با استفاده از رابطه انتگرال کوبش، تنها زاویه‌ای که در آن کوبش اتفاق می‌افتد، نمایش داده‌شده است (که در این حالت فقط زمان شروع کوبش مشخص‌شده) مشخص شد که شدت کوبش با رادیکال‌های آزاد بالاتر از ۰۰۶/۰ قابل‌چشم‌پوشی نیست.

مراجع

[۱] https://www.llnl.gov/str/ April04 /Aceves.html.

[۴] Ghomashi, Hossein. Modelling the combustion in a dual fuel HCCI engine. Investigation of knock, compression ratio, equivalence ratio and timing in a Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) engine with natural gas and diesel fuels using modelling and simulation. Diss. University of Bradford, 2015.‏

[۳]. Zhao, Hua. HCCI and CAI engines for the automotive industry. Elsevier, 2007.‌

[۴] Elliot M. A. and Davis R. M. “Dual Fuel Combustion in Diesel Engine” Lnd & Eng chem, vol.20, pp. 2854, Dec 1951.

 [5] Moore N. P. W. and Mitchell R. W. S. “Combustion in Dual-Fuel Engine” Paper presented at the joint conference on combustion (ASME), 1955.

[۶] Karim G. A. “An Analytical Approach to Auto ignition and Knock in Internal Combustion Engine” j. Mech. Eng. Sci, vol.6,No.4,P.353, 1964.

[۷] Karim G. A., Klat S. R. and Moore N. P. W. “Knock in Dual-Fuel Engines” Proc. Inst. Mech. Engrs. Vol.181.PP.453-466, 1966-67.

[۸] Azzouz D. “Some Studies of Combustion Processes in Dual Fuel Engines: The Role of Pilot Liquid Injection Characteristics” M.Sc, Thesis, Department of Mechanical Engineering, University of London 1966.

[۹] Abd Alla G. H., Soliman H. A., Badr O. A. and Abd Rabbo M. F. “Effect of Pilot Fuel Quantity on The Performance of Dual Fuel Engine” Pergamon Energy Conversion & Management 41:559-572. 2000.

 [10] Selim M. Y. E. “Effect of exhaust gas recirculation on some combustion characteristic of dual fuel engine” Int. Journal of Energy Conversion and Management, Vol.44, PP.707-721. 2003.

[۱۱] Kosmadakis, G.M., Rakopoulos, D.C. and Rakopoulos, C.D., 2016. “ Methane/hydrogen fueling a spark-ignition engine for studying NO, CO and HC emissions with a research CFD code”.  Fuel, 185, pp.903-915.

 [12] Verma, G., Sharma, H., Thipse, S.S. and Agarwal, A.K., 2016. “ Spark assisted premixed charge compression ignition engine prototype development”. Fuel Processing Technology, 152, pp.413-420.

 [13] Porpatham, E., Ramesh, A. and Nagalingam, B., 2008. “Investigation on the effect of concentration of methane in biogas when used as a fuel for a spark ignition engine”. Fuel, 87(8), pp.1651-1659..

[۱۴] Wang, J., Chen, H., Liu, B. and Huang, Z., 2008. “Study of cycle-by-cycle variations of a spark ignition engine fueled with natural gas–hydrogen blends”. International journal of hydrogen energy, 33(18), pp.4876-4883.

 [15] Das, L.M., Gulati, R. and Gupta, P.K., 2000. “A comparative evaluation of the performance characteristics of a spark ignition engine using hydrogen and compressed natural gas as alternative fuels”. International Journal of Hydrogen Energy, 25(8), pp.783-793.

 [16] Song, Ch., Yang, Y., Brear, M. J., Kang, D., Bohac, S., and Boehman, A.L., 2016. “Autoignition of pentane isomers in a spark-ignition engine”. Proceedings of the Combustion Institute. In press, pp.1-8.

[۱۷] Riffkin J., “Town Gas as a Fuel in the Compression-Ignition Engine” Gas & Oil power, Dec 1937.

[۱۸] Callan T. J. “Dual Fuel Operation of Automotive Diesel Engine” M.Sc Thesis, Department of Mechanical eng, University of Auckland, 1988.

[۱۹] Hountalas D. T. and Papagiannakis R. G. “Development of a Simulation Model for Direct Injection Dual Fuel Diesel-Natural Gas Engine” SAE Paper, No.2000-01-0286.

 [20] Pirouzpanah V. and Kashani B. O. “Prediction of Major Pollutants Emission in Direct-Injection Dual-Fuel Diesel and Natural-Gas Engines” SAE international 1992-01-0841.

[۲۱] Micklow G. J. and Gong W. “Mechanism of hydrocarbon reduction using multiple injection in a natural gas fuelled/micro-pilot diesel ignition engine” Int. J Engine Research Vol 3. No 1.2002.

[۲۲] Reitz R. D., Kong Song- Charng, Singh S. And Liang, L. “Development of a Flame Propagation Model for Dual-Fuel Partially Premixed Compression Ignition Engines” Engine Research Centre. University of Wisconsin, Madison. 2005.

 [23]Pirouz Panah V. and Khoshbakhti Saray R. “Enhancement of combustion process in dual fuel engine at part loads using exhaust gas recirculation” Proc, Instn Mech. Engrs, Part D:J Automobile Engineering, Vol. 221,PP.877- 888.2007.

 [24] Zheng Z. And Yao M. “Charge stratification to control HCCI: Experiments and CFD modelling with n-heptane as fuel ” Fuel 88 (2009), 354-365.

[۲۵] Onishi S., Hong Jo S., Shoda K. and Kato S., “Active Thermo-Atmosphere Combustion (ATAC)-A New Combustion Process for Internal Combustion Engines,” SAE 790501, 1979.

 [26] Najt P. M. and Foster D. E., “Compression-Ignited Homogenous Charge Combustion,” SAE 830264, 1983.

[۲۷] Thring R. H., “Homogenous Charge Compression-Ignition (HCCI) Engines,” SAE 892068, 1989.

 [28] Ryan T. W. and Callahan T., “Homogenous Charge Compression Ignition of Diesel Fuel,” SAE 961160, 1996.

[۲۹] Iida, N., “Alternative Fuels and Homogeneous Charge Compression Ignition Combustion Technology,” SAE paper 972071, 1997.

[۳۰] Griffiths, J.F., Halford-Maw, P.A. and Mohammed, C., “Spontaneous ignition delays as a diagnostic of the propensity of alkanes to cause engine knock”, Combustion and Flame 111, pp 327-337, 1997.

[۳۱] Kraft M.,” Investigating the Homogeneously Charged Compression Ignition Engine (HCCI) using a novel stochastic model approach,” Combustion. GR/R53784/01.2001.

[۳۲] Flowers, D. L., Aceves S.M., Westbrook C. K., Smith J. R., and Dibble R. W., 2001, “Detailed chemical kinetic simulation of natural gas HCCI combustion: gas composition effects and investigation of control strategies,” J. Eng. Gas Turbines Power, 123 (2), 433–۴۳۹٫

[۳۳] Huang C. J. Sung, and Eng J. A., “Dilution Limits of n-Butane/Air Mixtures at Conditions Relevant to HCCI Combustion,” Combustion and Flame 136, 457- 466 (2004).

[۳۴] Pillier L., EL Bakali A., Mercier X., Pauwels J.F., Rida A., Desgrouxp,” Influence of C2 and C3 Compounds of natural gas on NO formation: an experimental study based on LIF/CRDS coupling. Proceedings of the Combustion Institute 30, 1183 – 1191, 2005.

[۳۵] Wanhua Su; Haozhong Huang,” Development and calibration of a reduced chemical kinetic model of n-heptane for HCCI engine combustion”, (pp. 1029- 1040).

[۳۶] Buda F., Bounaceur R., Warth V., Glaude P.A., Fournet R., Battin- Leclerc F., “Progress towards a unified detailed kinetic model for the autoignition of alkanes from C4 to C10 between 600 and 1200 K,” Combust. Flame, in press. 2005.

[۳۷] Vanhove, G., Petit G., Minetti, R.,” Experimental study of the kinetic interactions in the low-temperature autoignition of hydrocarbon binary mixtures and a surrogate fuel,” Combust. Flame 145, 521-532 (2006).

 [38] Song Charng Kong, “A study of natural gas/DME combustion in HCCI engines using CFD with detailed chemical kinetics,” Fuel, 86, 1483–۱۴۸۹, ۲۰۰۷٫

[۳۹]Fathi, M., Saray, R.K. and Checkel, M.D., 2011. The influence of Exhaust Gas Recirculation (EGR) on combustion and emissions of n-heptane/natural gas fueled Homogeneous Charge Compression Ignition (HCCI) engines. Applied Energy, 88(12), pp.4719-4724.

[۴۰]Bahlouli, K., Atikol, U., Saray, R.K. and Mohammadi, V., 2014. A reduced mechanism for predicting the ignition timing of a fuel blend of natural-gas and n-heptane in HCCI engine. Energy Conversion and Management, 79, pp.85-96

[۴۱] Poorghasemi, K., Saray, R.K., Bahlouli, K. and Zehni, A., 2016. 3D CFD simulation of a natural gas fueled HCCI engine with employing a reduced mechanism. Fuel, 182, pp.816-830.

[۴۲]Bhaduri, Subir, Hervé Jeanmart, and Francesco Contino. “Tar Tolerant HCCI Engine Fuelled with Biomass Syngas: Combustion Control Through EGR.” Energy Procedia 105 (2017): 1764-1770

[۴۳]Bahri, Bahram, Mahdi Shahbakhti, and Azhar Abdul Aziz. “Real-time modeling of ringing in HCCI engines using artificial neural networks.” Energy 125 (2017): 509-518.‌

[۴۴]Bares, P., et al. “Knock probability estimation through an in-cylinder temperature model with exogenous noise.” Mechanical Systems and Signal Processing 98 (2018): 756-769.‌

[۴۵] Noguchi M., Tanaka T. and Takeuchi Y., “A Study on Gasoline Engine Combustion by Observation of Intermediate Reactive Products during Combustion,” SAE 790840, 1979.

[۴۶] Jahanian O. and Jazayeri S.A. “A numerical investigation on the effects of using formaldehyde as an additive on the performance of an HCCI engine fuelled with natural gas” IJEEE, ISSN 2008-9163 vol.1 No.3(pp.79-89)/summer 2011

[۴۷] Blizard, N.C., and Keck, J.C. (1974). Experimental and theoretical investigation of turbulent burning model for internal combustion engines, In. SAE 740191 (papers.sae.org), pp.1-19

[۴۸] Keck, J.C. (1982). Turbulent flame structure and speed in spark-ignition engine, In Symposium International on Combustion. (Elsevier), Vol. 19, pp. 1451-1466

[۴۹] Bayraktar, H. (2003). Mathematical modeling of spark-ignition engine cycles, Energy Sources (Elsevier), Vol. 25, pp. 439-455

[۵۰]Sezer, İ., and Bilgin, A. (2008), “ Mathematical analysis of spark ignition engineoperation via the combination of the first and second laws of thermodynamics”, In Proceedings of the Royal Society of London A: Mathematical, Physical and Engineering Sciences. (The Royal Society), pp 3107-3128.

[۵۱] Bayraktar, H. (2003). Mathematical modeling of spark-ignition engine cycles, Energy Sources ( Taylor & Francis),Vol. 25, pp. 439-455.

[۵۲]-www.cfd-online.com.

[۵۳] Kusaka J., Okamoto T., Daisho Y. et al. “Combustion and exhaust gas emission characteristics of a diesel engine dual-fueled with natural gas” JSAE paper 21(2000) 489-496. 2000

[۵۴] Ogawa H., Miyamoto N., Li. C., Nakazawa S. and Akao K. “Smokeless and low NOX combustion in a dual-fuel diesel engine with induced natural gas as the main fuel” Int. J. Engine Res. Vol. 4. No 1. 2002.

[۵۵] Cheng, S., Yang, Y., Brear, M.J., Kang, D., Bohac, S., and Boehman, A.L. (2017). Autoignition of pentane isomers in a spark-ignition engine, Proceedings of the Combustion Institute (Elsevier), Vol. 36, pp. 3499-3506.

[۵۶] Heywood J. B., Internal Combustion Fundamentals, Mac Graw-Hill Book Company, 1988.

 [57] Taguchi, Genichi. Introduction to quality engineering: designing quality into products and processes. 1986.‌

پیوست الف

مقدمه‌ای به کد کمکین

در این قسمت نرم‌افزار کمکین و معادلات ترمودینامیکی و معرفی ورودی‌های نرم‌افزار و همچنین ویژگی‌های کد و نحوه واردکردن پارامترهای موتور اشتعال تراکمی سوخت همگن و همچنین نوع موتورهای موجود در نرم‌افزار موردبررسی قرار گرفته است

کمکین یک پکیج نرم‌افزاری است که برای حل مسائل سنتیک شیمیایی فاز گاز استفاده می‌شود. به‌عبارت‌دیگر، آن‌یک وسیله انعطاف‌پذیر و قوی برای سنتیک شیمیایی پیچیده در شبیه‌سازی دینامیک است. کمکین، تشکیل، حل و شرح مسائل شامل سنتیک شیمیایی گاز فاز را تسهیل می‌کند. کمکین ۱۷ می‌تواند سنتیک کل ذره را با توجه به‌کل رادیکال‌های ایجادشده در نظر گیرد با این عمل یک گزینه بیشتر اضافه می‌کند که به کاربر اجازه می‌دهد تا دسته واکنش‌های موجود هرگونه از ضرایب استوکیومتری را قرار دهد. این قابلیت برای توصیف سیستم حرارتی که اتلافات دقیق ذره در آن مشخص نشده است مفید است ]۳۲[

شکل پیوست-۲ الف –ب مؤلفه‌های و اجزای کمکین را نشان می‌دهند شکل (پیوست-۳) ورودی‌های کمکین را نشان می‌دهد و شکل (پیوست-۴) ساختار پایا آرام و یک‌بعدی را نشان می‌دهد

شکل. پیوست-۲ الف اجزای مجموعه کمکین را نشان می‌دهد [۳۲].
شکل. پیوست-۲ ب اجزای مجموعه کمکین را نشان می‌دهد [۳۲].
شکل پیوست-۳ مشخص کردن ورودی‌های کمکین [۳۲]

بسیاری احتراق‌ها مثل موتورهای احتراق داخلی بر پایه انتشار شعله پیش آمیخته متکی هستند بعلاوه شعله‌های پیش آمیخته آرام با یک مشعل پایدار، برای مطالعه سنتیک شیمیایی در یک محفظه احتراق هستند، که شعله پیش آمیخته کمکین برای حل یک سری مسائل متناوب طراحی‌شده است. محاسبات شامل حل دستگاه‌های غیرخطی توازن جرم و انرژی و روابط انتقال است.

شکل پیوست-۴ مشخصات سیستم برای ران در حالت پری میکس

شبیه‌سازی کمکین شامل دو قسمت عمده است:۱ اپلیکیشن کمکین و ۲ کتابخانه حل. این کتابخانه شامل بیش از ۱۰۰ برنامه فُرترن است که حاوی معادلات حالت، خواص ترمودینامیکی و نرخ‌های تولیدی شیمیایی است.

شکل (پیوست-۵) یک ساختار معمولی از نرم‌افزار کمکین را نشان می‌دهد

شکل پیوست-۵ ساختار نرم‌افزار کمکین

شبیه‌سازی‌های کمکین به‌طور گسترده‌ای در توسعه و بهینه‌سازی احتراق و در دیگر فرآیندهای شیمیایی می‌تواند استفاده شود. شکل (پیوست-۶) می‌تواند نحوه ورودی پارامترهای ورودی یک موتور احتراق داخلی را در نرم‌افزار کمکین نشان دهد.

شکل پیوست-۶ ورودی‌های موتور احتراق داخلی در نرم‌افزار

شبیه‌سازی کمکین بیشتر برای احتراق و دستگاه‌های فرآیند شیمیایی توسعه داده‌شده است. به‌صورت کلی دو روش متفاوت برای تعریف افت حرارت یک سیلندر در نرم‌افزار وجود دارد. یک حالت سیلندر به‌صورت ادیاباتیک در نظر گرفته‌شده است و دومی سیلندر با اتلافات حرارتی درنظرگرفته شده است. شکل (پیوست-۷) نحوه مشخص کردن اتلاف حرارتی را نشان می‌دهد

شکل پیوست-۷ مشخص کردن نوع اتلاف حرارتی در سیلندر

معادلات حاکم ترمودینامیکی

در این بخش زیر اندیس‌های u و b به ترتیب نشان‌دهنده ناحیه سوخته نشده و سوخته شده هستند. در این حالت معادلات به شکل زیر ساده می‌شوند.

(پیوست-۱)     

که ∀ حجم است. تغییرات حجم در اثر پر نشدن سیلندر. ناچیز در نظر گرفته می‌شود. با مشتق‌گیری از معادله بالا رابطه زیر به دست می‌آید

(پیوست-۲)

برای استفاده از گاز ایده آل در مناطق سوخته و نسوخته از رابطه زیر استفاده می‌شود

(پیوست-۳)

با مشتق‌گیری از رابطه بالا:

(پیوست-۴)

با استفاده از گاز ایده آل برای نواحی سوخته شده و نشده:

(پیوست-۵)

مشتق‌گیری از معادلات بالا:

(پیوست-۶)

با ناچیز در نظر گرفتن تغییرات ثابت گاز در نواحی سوخته شده و سوخته نشده دو رابطه قبل به شکل ساده‌شده زیر نوشته می‌شود

(پیوست-۷)

با استفاده از قانون اول ترمودینامیک و ناچیز در نظر گرفتن تغییرات حجم (blow-by)

(پیوست-۸)

انرژی داخلی کل شامل مجموع انرژی‌های داخلی ناحیه سوخته شده و سوخته نشده است

 که با رابطه زیر به دست می‌آید و درنهایت با مشتق‌گیری از رابطه برحسب زاویه میل‌لنگ به‌صورت زیر نوشته می‌شود

(پیوست-۹) الف
(پیوست-۱۰) ب

با ساده‌سازی معادله بالا با استفاده از فرض گاز ایده آل رابطه زیر به دست می‌آید:

(پیوست-۱۱)

با جایگذاری قانون اول ترمودینامیک در سمت چپ معادله بالا رابطه زیر حاصل می‌شود

(پیوست-۱۲)

برای ناحیه نسوخته رابطه زیر برقرار است که dmb.hu نشان‌دهندهٔ تبادل انرژی از قسمت سوخته نشده به قسمت سوخته شده است.

(پیوست-۱۳)

با مشتق‌گیری از رابطه بالا و استفاده از رابطه گاز ایده آل رابطه زیر به دست می‌آید:

(پیوست-۱۴)

از تابع وبی که یک‌شکل تابعی برای بیان کسر جرم سوخته شده برحسب زاویه به‌صورت زیر است استفاده می‌شود[۵۶]

(پیوست-۱۵) الف
(پیوست-۱۵) ب

. که n و a ثوابت این معادله هستند با استفاده از این تابع روابط زیر به دست می‌آیند.

(پیوست-۱۶) الف
(پیوست-۱۶) ب

با استفاده از معادلات فوق پارامترهای با نوشتن معادلات به‌صورت ماتریس محاسبه می‌شود.

(پیوست-۱۷) hence:

این سیستم شامل ۵ معادله ۵۱-۵پیوست-۵۵- ۵۷-۵۸ است که با استفاده از الگوریتم رانگ کوتا حل می‌گردد.

Abstract

Considering the massive amounts of natural gas resources in the Persian Gulf and the Caspian Sea, also as natural gas is a low-cost and low-cost fuel, the use of dual-fuel vehicles in Iran is increasing. Since all cars operate on the base of the fuel gasoline and the fuel gas has been added to the vehicle with several electric kits, and in new vehicles, even with the existence of a special gas ISU, there are still plenty of problems with their use. In this thesis, in the same conditions, the numerical study of the two fuels is considered simultaneously. Among the parameters that have great influence on combustion are the compression ratio, spark time and valve opening and closing times. In one of the thesis sections, these parameters have been investigated. The purpose of this section is to examine and obtain a suitable working point for a fuel that is less polluting and no knock.

The results obtained for the spark ignition engine showed that, although increasing the compression ratio of gasoline generates high power, it can’t be applied due to high knocking.  But for gas, even with increasing compression ratio to high values, there was no knock and engine power increased. Also, in the best conditions of using gas and gasoline, although the power generated from gasoline is grater about 4%   in comparison with gas, but the cost of this fuel is 4 times the use of gas. Generally, fuel gas can be used under different conditions, but using fuel gasoline requires certain conditions.

In another section of this thesis, the parameters affecting the performance of HCCI have been examined.These parameters included the effect of water steam and temperature and inlet pressure of the cylinder. The results for HCCI showed that by adding only 8% of  water steam the temperature can be decreased 20Celsius lower than the 30% returned smoke case. If water steam is used at the same temperature, more power is generated, and given the fact that there can be a lot of free water in the vehicle, it is much more energy efficient than returning smoke. Also, in order to make a return airflow system, due to the high volume of air, a large pipe and transmission system should be used. Another important parameter is temperature and results show as it’s an important parameter in combustion, too much decreasing can cause preventing combustion. By increasing the temperature a little, combustion can occurred best between 470 and 510 Kelvin degrees, but if the inlet temperature is too high, combustion takes place before the high top dead center and it prevents combustion to become knock but the combustion efficiency decreases a lot. Another important parameter that were studied was the inlet air pressure. The results showed that the higher the input pressure, the higher the efficiency of the motor, but an excessive increase causes an increase in its knock. Then by applying the Taguchi method with the design of 25 tests, for determining the best working conditions for HCCI, it was found that at the inlet temperature of 460, the input pressure of 1.2 and the percentage of steam 6, and if the gas valve closes at an angle of 140 before the high point of death, these conditions can be obtained.

Key words: Internal combustion engines, HCCI, Combustion pollutants, Dual-Powered Engines, Taguchi method, Increase engine efficiency


برچسبها
جعبه دانلود
مطالب مرتبط

دیدگاهی بنویسید.

بهتر است دیدگاه شما در ارتباط با همین مطلب باشد.

0